COMBUSTION ENGINES - ptnss

3/2012 (150)
COMBUSTION ENGINES
SILNIKI SPALINOWE

Od Redakcji
Editorial
COMBUSTION ENGINES
SILNIKI SPALINOWE
A Scientific Magazine/Czasopismo naukowe
3/2012 (150)
Rok XLXI
PL ISSN 0138-0346
Editor/Wydawca:
Polskie Towarzystwo Naukowe Silników Spalinowych
43-300 Bielsko-Biała, ul. Sarni Stok 93, Polska
tel.: 33 8130402, fax: 33 8125038
E-mail: sekretariat@ptnss.pl
WebSite: http://www.ptnss.pl
Scientific Board/Rada Programowa:
Prof. Krzysztof Wisłocki – Chairman, Poland
Prof. Bernard Challen – UK
Prof. Zdzisław Chłopek – Poland
Prof. Giovanni Cipolla – Italy
Prof. Karol Cupiał – Poland
Prof. Jan Czerwiński – Switzerland
Prof. Vladimir Hlavna – Slovakia
Prof. Kazimierz Lejda – Poland
Prof. Hans Peter Lenz – Austria
Prof. Helmut List – Austria
Prof. Jan Macek – Czech Republic
Prof. Janusz Mysłowski – Poland
Prof. Andrzej Niewczas – Poland
Prof. Marek Orkisz – Poland
Prof. Dieter Peitsch – Germany
Prof. Leszek Piaseczny – Poland
Prof. Stefan Pischinger – Germany
Prof. Roger Sierens – Belgium
Prof. Andrzej Sobiesiak – Canada
Prof. Maciej Sobieszczański – Poland
Prof. Richard Stobart – UK
Prof. Robin Vanhaelst – Germany
Prof. Michael P. Walsh – USA
Prof. Piotr Wolański – Poland
Prof. Mirosław Wyszyński – UK
Editorial/Redakcja:
Instytut Silników Spalinowych i Transportu
Politechnika Poznańska
60-965 Poznań, ul. Piotrowo 3
tel.: 61 6652207, 61 6652118
E-mail: silniki@ptnss.pl
prof. dr hab. inż. Jerzy Merkisz (Editor-in-Chief/redaktor naczelny)
mgr Krystyna Bubacz (Editorial Office/sekretarz redakcji)
redakcja@ptnss.pl
dr inż. Ireneusz Pielecha, dr inż. Miłosław Kozak
prof. dr hab. inż. Marek Brzeżański, dr inż. Jacek Pielecha
Collaboration/Współpraca:
mgr T. Pawlak, mgr inż. M. Nowak
Dear readers,
The management of Polish Scientific Society of Combustion Engines
(PTNSS), providing you with the content of the Combustion Engines/Silniki
Spalinowe magazine are aware that even the best scientific journal is not
capable of replacing direct contact and scientific discussion. One of the
activities that confirm the above, which is also listed in the society’s statutory
activity, is the organization of conferences, symposiums seminars and
scientific workshops. In this context we wish to draw particular attention to the
V International Congress on Combustion Engines to be held in June 2013. As
in previous years, we would ideally have the congress as a platform for the
exchange of experience among specialists representing science, research and
development and industrial sectors. Earlier, in November 2012 a specialized
international symposium OptiCom is to be held devoted to the optical methods
of investigations of engine processes. We encourage you to take part in both
events and present detailed information about both conferences in this issue
of the magazine.
Currently conducted research and development works are frequently
interdisciplinary. This requires collaboration of engineers from many fields of
science. Recently, we have seen a more frequent participation in our events of
not only engine-related industry scientists but also scientists from other fields.
It is our mission to make available the pages of our magazine to authors who
wish to publish papers on all kinds of combustion engines and we are proud to
inform that in this issue of Combustion Engines/Silniki Spalinowe we included
two papers on turbine marine and helicopter engines.
Finally, we wish to draw your attention to our report from the international
seminar ‘Particulate Matter Emissions from Engine and Automotive
Sources’. With this issue of the magazine you will also find a CD with the
seminar materials.
Szanowni Czytelnicy,
Management PTNSS and editorial of
Combustion Engines/Silniki Spalinowe
Zarząd Polskiego Towarzystwa Naukowego Silników Spalinowych,
(PTNSS), dając do dyspozycji autorów łamy kwartalnika „Combustion Engines/Silniki
Spalinowe” zdaje sobie sprawę, że nawet najlepsze czasopismo
naukowe nie zastąpi całkowicie bezpośredniego kontaktu i dyskusji naukowej.
Jednym z przejawów takiego przekonania, zapisanym także wśród
statutowych celów towarzystwa, jest organizowanie przez PTNSS konferencji,
sympozjów, seminariów i warsztatów naukowych. W tym kontekście
chcemy zwrócić szczególną uwagę na organizowany w czerwcu 2013 r. V
Międzynarodowy Kongres Silników Spalinowych. Chcielibyśmy, aby wzorem
poprzednich edycji kongresu był on międzynarodowym forum wymiany
doświadczeń pomiędzy specjalistami reprezentującymi naukę, badania i
przemysł. Wcześniej, bo już w listopadzie 2012 r., odbędzie się specjalistyczne
międzynarodowe sympozjum OptiCom, poświęcone optycznym metodom
badań procesów silnikowych. Zachęcając serdecznie do udziału w sympozjum,
zwracamy uwagę, że w bieżącym numerze kwartalnika zostały zamieszczone
szczegółowe informacje na temat obu konferencji.
Prowadzone obecnie prace naukowo-badawcze często dotyczą problemów
interdyscyplinarnych, wymagających współdziałania w różnych obszarach
nauki. Dlatego coraz częściej obserwujemy udział w organizowanych przez
PTNSS konferencjach nie tylko specjalistów z branży silników spalinowych,
ale także z dziedzin pokrewnych. Starając się udostępniać łamy kwartalnika
dla prac dotyczących wszelkich rodzajów silników spalinowych, z zadowoleniem
odnotowujemy, iż w bieżącym numerze „Combustion Engines/Silniki
Spalinowe” opublikowane są dwa artykuły poświęcone silnikom turbinowym
– okrętowym i śmigłowcowym. Kontynuując tematykę konferencyjną, zwracamy
uwagę Czytelników na zamieszczoną relację z międzynarodowego
seminarium pt. „Analiza trendów rozwojowych dotyczących pomiarów i
ograniczania emisji cząstek stałych z silników spalinowych” oraz dołączoną
do czasopisma płytę CD z materiałami seminarium.
Zarząd PTNSS oraz Redakcja
Combustion Engines/Silniki Spalinowe
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
1

Contents/Spis treści
Contents/Spis treści
Editorials/Od Redakcji................................................................................1
A. Mayer, J. Czerwinski, P. Zelenka: Conditions of NO 2
-production
in catalyzed DPF-systems/Warunki tworzenia NO 2
w filtrach cząstek
stałych z katalityczną warstwą aktywną (2012-SS3-301)..........................3
W. Gis, E. Menes, J. Waśkiewicz: The analysis of the potential
for the use of gaseous fuels in the municipal bus transport
in Poland – part 2/Analiza możliwości zastosowania gazowych
paliw w miejskim transporcie autobusowym w Polsce – część 2
(2012-SS3-302)........................................................................................17
Z. Korczewski: Diagnosing marine turbine engines through energy
characteristics of their flow sections/Diagnozowanie okrętowego
turbinowego silnika spalinowego na podstawie charakterystyki
energetycznej jego części przepływowej (2012-SS3-303)........................27
J. Kropiwnicki: Comparison of energy efficiency of vehicles
powered by different fuels/Porównanie efektywności energetycznej
pojazdów samochodowych zasilanych różnymi paliwami
(2012-SS3-304)........................................................................................34
J. Dutczak, J. Magier: The assessment of the technical condition
of the bearing seals of the rotor shaft in a turbine helicopter engine
based on the PM content in the exhaust gases/Ocena stanu
technicznego uszczelnień układu łożyskowania wałów wirnika
turbinowego silnika śmigłowcowego na podstawie zawartości
cząstek stałych w gazach wylotowych (2012-SS3-305)............................44
W. Kamela, S. Kruczyński: A comparative analysis of platinum
and oxide-based catalytic converters in terms of NO x
reduction
with ammonia/Analiza porównawcza reaktorów z katalizatorem
platynowym i tlenkowym w procesie redukcji NO x
amoniakiem
(2012-SS3-306)........................................................................................55
J. Hunicz, M. Gęca: An investigation of supercharged CAI engine
with internal gas recirculation and direct gasoline injection/Badania
doładowanego silnika CAI z wewnętrzną recyrkulacją spalin
i bezpośrednim wtryskiem benzyny (2012-SS3-307)................................63
G.M. Szymański, F. Tomaszewski: Experimental method for the
selection of points of measurement diagnostic vibration signals
on internal combustion engine/Eksperymentalna metoda wyboru
punktów pomiaru diagnostycznych sygnałów drganiowych
na silniku spalinowym (2012-SS3-308)....................................................72
J. Merkisz, M. Kozak, P. Molik, D. Nijak, M. Andrzejewski,
M. Nowak, Ł. Rymaniak, A. Ziółkowski: The analysis of the
emission level from a heavy-duty truck in city traffic/Analiza
emisyjności samochodu ciężarowego w ruchu miejskim
(2012-SS3-309)........................................................................................80
P. Bielaczyc, J. Czerwinski, J. Woodburn: Current trends
in measurement and control of particle emissions from engines/
Analiza trendów rozwojowych dotyczących pomiarów
i ograniczania emisji cząstek stałych z silników spalinowych..................89
Professor titles/Nadanie tytułu profesora.................................................99
Editorials/Redakcyjne.............................................................................100
Editor/Wydawca
Polskie Towarzystwo Naukowe
Silników Spalinowych
43-300 Bielsko-Biała, ul. Sarni Stok 93, Polska
tel.: 33 8130402, fax: 33 8125038
E-mail: sekretariat@ptnss.pl
WebSite: http://www.ptnss.pl
The Publisher of this magazine does not endorse
the products or services advertised herein. The
published materials do not necessarily reflect the
views and opinions of the Publisher./Redakcja nie
ponosi odpowiedzialności za treść reklam i ogłoszeń.
Publikowane materiały i artykuły wyrażają poglądy
autorów, a nie Redakcji.
© Copyright by
Polish Scientific Society of Combustion Engines
All rights reserved.
No part of this publication may be reproduced, stored in
a retrieval system or transmitted, photocopied or otherwise
without prior consent of the copyright holder.
Wszelkie prawa zastrzeżone.
Żaden fragment tej publikacji nie może być reprodukowany,
zapamiętywany w systemie odtwarzalnym lub
przetwarzany bądź kopiowany w jakiejkolwiek formie bez
wcześniejszej zgody właściciela praw wydawniczych.
Subscriptions/Prenumerata
Send subscription requests to the Publisher’s address.
Cost of a single issue PLZ25 + postage and packing.
Zamówienia należy kierować na adres Wydawcy.
Cena numeru czasopisma wynosi 25 zł + koszty wysyłki.
Preparation for print/Przygotowanie do druku
ARS NOVA Publishing House/Wydawnictwo Ars Nova
60-782 Poznań, ul. Grunwaldzka 17/10A
Circulation/Nakład: 600 egz.
Printing and binding/Druk i oprawa
Zakad Poligraficzny Moś i Łuczak, sp.j.
Poznań, ul. Piwna 1
This publication is co-financed by The Ministry
of Science and Higher Education./Wydanie
publikacji jest dofinansowane przez Ministerstwo Nauki
i Szkolnictwa Wyższego.
Wydawnictwo rejestrowane
w bazie danych o zawartości
polskich czasopism technicznych
– BAZTECH www.baztech.icm.edu.pl
As recommended by the Ministry of Science and Higher Education,
the panel of associate paper reviewers will be listed in each year’s last
issue of the magazine./Zgodnie z zaleceniami Ministerstwa Nauki
i Szkolnictwa Wyższego lista recenzentów współpracujących
publikowana będzie w ostatnim w danym roku numerze czasopisma.
Cover/Okładka
I – 3D Model of 2013 Ford Shelby GT500 V8 Engine
(fot. gandoza.com), background (© JackF – Fotolia.com)
IV – Subaru XV Crosstrek 2.0-litre engine
(fot. www.syiir.com)
Publikacje naukowe drukowane w kwartalniku
Combustion Engines/Silniki Spalinowe
otrzymują 9 punktów
zgodnie z Komunikatem nr 16/2010 Ministra Nauki
i Szkolnictwa Wyższego z dnia 21 czerwca 2010 r.
2 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

Conditions of NO 2
-production in catalyzed DPF-systems
Andreas MAYER
Jan CZERWINSKI
Paul ZELENKA
PTNSS-2012-SS3-301
Conditions of NO 2
-production in catalyzed DPF-systems
NO 2
is much more toxic than NO. Due to the use of oxidation catalysts and catalytic coatings in the exhaust gas systems
in the last decades and due to the use of low sulphur fuels the average NO 2
-portion in exhaust gases of vehicles
increases.
Diesel oxidation catalysts (DOC) and Pt-containing DPF-coatings are generally used to support the regeneration of
particle filters, which can be a source of strongly increased NO 2
-production.
The present work shows some examples and summarizes the experiences in this matter elaborated at the Laboratories
for IC-Engines & Exhaust Emissions Control (AFHB) of the University of Applied Sciences Biel-Bienne, Switzerland,
during some research activities on engine dynamometers in the years 2010-2012.
In general it can be stated: 1) with a Pt-coated catalyst (DOC), or with catalytic surface filter (CSF) there is a maximum
of NO 2
/ NO x
– ratio typically in the exhaust gas temperature range around 350 °C, 2) with higher Pt-content in the coating
there is a higher potential for NO 2
-formation, 3) lower NO 2
-production appears with: higher spatial velocity, higher
S-content in fuel and with DOC/DPF used and/or soot loaded, 4) in some cases of semi active regeneration systems, or
with the use of RME conditions with higher NO 2
-rates can appear.
Key words: combustion engine, Diesel Particulate Filter, Diesel Particulate Filter regeneration
Warunki tworzenia NO 2
w filtrach cząstek stałych z katalityczną warstwą aktywną
W ostatnich dziesięcioleciach w układach wylotowych silników spalinowych zastosowano reaktory utleniające z powłokami
katalitycznymi oraz wprowadzono paliwa o niskiej zawartości siarki, czego wynikiem jest wzrost zawartości NO 2
w
gazach wylotowych silników spalinowych. NO 2
jest znacznie bardziej toksycznym związkiem niż NO. Katalityczne reaktory
utleniające i filtry cząstek stałych z naniesionymi powłokami zawierającymi platynę są przeważnie wykorzystywane w
celu ułatwienia regeneracji filtrów cząstek stałych.
W niniejszej pracy zawarto wyniki badań podsumowujące działalność badawczą Laboratoriów Silników Spalinowych
i Pomiarów Emisji Spalin, prowadzoną na uniwersytecie w Biel-Bienne (Szwajcaria) w latach 2010-2012. Na podstawie
wykonanych badań stwierdzono, że: 1) stosując reaktory utleniające z powłokami zawierającymi platynę lub inny materiał
katalityczny maksymalna wartość proporcji NO 2
/NO x
jest osiągana przy temperaturze gazów wylotowych wynoszącej
ok. 350 °C, 2) zwiększenie zawartości platyny w powłoce katalitycznej sprzyja zwiększeniu intensywności tworzenia
NO 2
, 3) mniejsza intensywność tworzenia NO 2
następuje wraz ze zwiększeniem względnej prędkości przepływu spalin,
zwiększeniem zawartości siarki w paliwie oraz dzięki zastosowaniu reaktora utleniającego/filtra cząstek stałych i/lub
zapełniony filtr cząstek stałych, 4) w niektórych przypadkach regeneracji półaktywnej oraz podczas stosowania estrów
metylowych kwasów tłuszczowych może nastąpić zwiększenie emisji NO 2
.
Słowa kluczowe: silnik spalinowy, filtr cząstek stałych, regeneracja filtra cząstek stałych
1. Introduction
NO x
are a complex mixture of diverse oxides of nitrogen,
mainly NO and NO 2
in proportions varying with engine types
and their operating conditions, nature of the exhaust control
devices and measuring protocols. NO x
as a whole family
is said to be easy to measure, as well as NO alone, which
leads to express NO 2
by calculation according to equation
NO x
– NO = NO 2
.
In the present exhaust gas legislations for on-road vehicles
the nitric oxides are measured in summary as volumetric
NO x
-concentration and recalculated in the mass-emission
by means of the density of NO 2
, even if there is usually a
relatively low NO 2
content in NO x
at engine-out.
As combined effect of: increasing fleet of Diesel vehicles
with oxidation catalysts (DOC), use of low Sulfur fuels and
of passive DPF regeneration systems an increase of atmospheric
pollution with NO 2
and ozone can be observed in
1. Wstęp
Jako tlenki azotu (NO x
) rozumie się tu złożoną mieszaninę
różnych tlenków azotu, głównie tlenku azotu (NO) i
dwutlenku azotu (NO 2
) w proporcjach zależnych od rodzaju
silnika oraz jego warunków pracy i właściwości układów
pomiarowych emisji spalin. Pomiar emisji mieszaniny tlenków
azotu NO x
nie jest skomplikowany, podobnie jak pomiar
emisji tlenku azotu NO. Natomiast emisję dwutlenku azotu
można obliczyć w następujący sposób: NO x
– NO = NO 2
.
Obecne ustawodawstwo określające limity emisji związków
toksycznych dla pojazdów drogowych określa pomiar
emisji tlenków azotu jako objętościowe stężenie NO x
, natomiast
emisja masowa jest obliczana przez pomnożenie uzyskanej
wartości przez gęstość NO 2
, pomimo że zawartość tego
związku w NO x
jest niewielka. W strefach o dużej gęstości
ruchu pojazdów obserwuje się zwiększenie stężenia NO 2
w
powietrzu atmosferycznym, pomimo generalnego zmniej-
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
3

Warunki tworzenia NO 2
w filtrach cząstek stałych z katalityczną warstwą aktywną
the dense traffic areas, in spite of general reduction of NO
[1 – 5]. An oxidation catalyst, which often is used as a key
element of the DPF regeneration concept, can increase the
NO 2
-portion in the exhaust gas, which is of big concern,
since NO 2
is more toxic than NO.
Some particulate filters technologies are especially
problematic as they form NO 2
on purpose to regenerate the
filter continuously. The process would be attractive as long
as there would be a stoichiometric equilibrium between PM
and NO 2
, but the good operation of such DPF requires an
excess of NO 2
and therefore emit a large excess of unconsumed
NO 2
.
Most known is the continuously regenerating trap CRT,
a technology, which uses NO 2
as the only oxidizing agent
to continuously burn the soot. This technology is used to
retrofit buses in several European cities and it also is one of
the reasons of locally increased NO 2
-level [6].
The SCR deNOx-systems, a very important technology
especially in the HD-segment, attain the best NO x
reduction
rates when a half of NO x
is converted to NO 2
before entering
the SCR-catalyst. In some operating conditions NO 2
-slip is
possible [7 – 13].
NO 2
is limited in the air protection legislation [14] i.e.
Germany since 1.01.2010 restricted limit values: yearly average
< 40 mg/m 3 (respiration of concentrations 10 – 100 mg/
m 3 over longer time leads to durable health damages). Due to
these efforts the reasons of NO 2
-production were extensively
investigated by the concerned industry [13 – 15]. It results
that the lower spacial velocity and the higher content of Ptcoating
increase NO 2
.
Interesting results about durability of the catalytic coatings
are given in [15]. The NO 2
/NO x
ratio after DOC+cDPF,
at certain operating condition of the engine, is reduced with
the number of active regenerations, due to similar reduction
of specific active surface of the washcoat. This can be
represented with the following Table 1.
Table 1. Influence of number of active regenerations on NO 2
/NO x
-ratio
after DOC+cDPF; example from [15]
Tabela 1. Wpływ liczby aktywnych regeneracji filtra cząstek stałych na
stosunek stężeń NO 2
/NO x
za układami DOC+cDPF [15]
Nbr. of active regenerations/
ilość regeneracji aktywnych
The objectives of the present paper are to verify some
known influences on NO 2
-formation and to add some specific
new examples which are from interest in order to minimize
the emissions of NO 2
.
2. Test engines
0 100 200 300
NO 2
/NO x
[%] 67 51 47 46
The presented results are obtained on two Diesel engines:
Iveco F1C version Euro 4 and Liebherr D934S. The Iveco
engine is attached to a dynamic brake, which enables to
perform all kind of dynamic testing.
Figure 1 shows the engines in the laboratory for ICengines,
University of Applied Sciences, Biel-Bienne and
Table 2 summarizes the most important data.
szenia stężenia NO [1 – 5]. Spowodowane jest to nałożeniem
się następujących zjawisk: zwiększania udziału pojazdów z
silnikami o zapłonie samoczynnym wyposażonych w reaktory
utleniające (DOC), stosowania paliw o obniżonej zawartości
siarki oraz pasywnej regeneracji filtrów cząstek stałych.
Reaktor utleniający, będący zazwyczaj podstawowym
elementem wspomagającym regenerację filtrów cząstek
stałych może przyczynić się do zwiększenia stężenia NO 2
w
spalinach. Efekt ten jest znaczącym problemem, ponieważ
NO 2
jest bardziej toksyczny niż NO. Niektóre rozwiązania
technologiczne stosowane w budowie filtrów cząstek stałych
są niekorzystne, gdyż wytwarzane w nich NO 2
jest następnie
wykorzystywane do ciągłej regeneracji filtra cząstek
stałych. Proces ciągłej regeneracji filtra cząstek stałych
jest najbardziej efektywny dopóty, dopóki jest zachowana
stechiometryczna równowaga między ilością PM i NO 2
. Nadmiar
NO 2
, który jest wymagany do prawidłowego przebiegu
procesu ciągłej regeneracji filtra cząstek stałych powoduje
zwiększenie emisji tego składnika spalin. Najbardziej rozpowszechnionym
filtrem cząstek stałych, wykorzystującym
zjawisko ciągłej regeneracji, jest układ typu CRT. Dla tego
rozwiązania jedynym składnikiem utleniającym, do podtrzymania
procesu ciągłej regeneracji filtra cząstek stałych, jest
NO 2
. Filtry typu CRT są najczęściej wykorzystywane w celu
zmniejszenia emisji cząstek stałych autobusów miejskich
będących już w eksploatacji w niektórych miastach Europy,
co lokalnie zwiększa emisję NO 2
.
Układy SCR deNOx jest ważnym elementem stosowanym
do zmniejszania emisji z pojazdów klasy HD. Największą
sprawność układy te osiągają, kiedy połowa NO x
przed
trafieniem do reaktora SCR jest konwertowana do NO 2
.
Jednak w niektórych warunkach pracy silnika spalinowego
możliwy jest niedobór NO2 [7 – 13].
Dopuszczalne stężenie NO 2
w powietrzu jest ustalane
przez ustawodawców zajmujących się ochroną środowiska
[14], np. w Niemczech od 1.01.2010 r. dopuszczalna wartość
średniego stężenia NO 2
w powietrzu wynosi 40 mg/m 3 (oddychanie
przez dłuższy czas powietrzem, którego stężenie
NO 2
wynosi 10 – 100 mg/m 3 prowadzi do trwałych uszkodzeń
zdrowia). Ze względu na te ograniczenia konieczne było
podjęcie badań dotyczących rozpoznania zjawisk sprzyjających
powstawaniu NO 2
[13 – 15]. Analiza wyników badań
umożliwiła stwierdzenie, że mniejsza względna prędkość
przepływy gazów wylotowych oraz większa zawartość
platyny w powłoce katalitycznej układu oczyszczania spalin
skutkują zwiększeniem emisji NO 2
.
Interesujące dane dotyczące trwałości powłok katalitycznych
zawarto w publikacji [15]. Stosunek stężeń NO 2
/NO x
w
spalinach za układami DOC+cDPF w pewnych warunkach
pracy silnika maleje wraz ze zwiększeniem liczby aktywnych
regeneracji filtra cząstek stałych, co jest spowodowane
zmniejszaniem powierzchni warstwy aktywnej. Wyniki tych
badań przedstawiono w tabeli 1.
Celem niniejszego artykułu jest zweryfikowanie wpływu
niektórych warunków pracy silnika spalinowego na tworzenie
NO 2
oraz zaproponowanie nowych metod zmniejszania
emisji NO 2
.
4 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

Conditions of NO 2
-production in catalyzed DPF-systems
Fig. 1a. Iveco engine F1C in the engine room
Rys. 1a. Silnik Iveco F1C na stanowisku badawczym
Fig. 1b. Liebherr engine D934 in the engine room
Rys. 1b. Silnik Liebherr D934 na stanowisku badawczym
Table 2. Data of the tested engines
Tabela 2. Dane techniczne badanych silników
Manufacturer/producent Iveco, Torino Italy Liebherr Machines Bulle S.A., Bulle/Fribourg
Type/model F1C Euro 4 *) D934 S
Displacement/objętość skokowa [dcm 3 ] 3.00 6.36
RPM/prędkość obrotowa [rpm/obr/min] max. 4200 2000
Rated power/moc maksymalna 105 kW 111 kW
Model/liczba cylindrów/układ 4 cylinder in-line/rzędowy 4 cylinder in-line/rzędowy
Combustion process/wtrysk direct injection/bezpośredni direct injection/bezpośredni
Injection system/układ wtryskowy Bosch Common Rail (CR) 1600 bar Bosch unit pumps
Supercharging/doładowanie
Emission control/układy obniżające emisję
związków szkodliwych
Turbocharger with intercooling/turbodoładowany
z chłodnicą powietrza doładowującego
Cooled/chłodzony EGR **)
Turbocharger with intercooling/turbodoładowany
z chłodnicą powietrza doładowującego
none (exhaust gas aftertreatment according to
the requirements)/oczyszczanie spalin w zależności
od wymagań
Development period/projekt i rozwój Until/przed 2005 2005
*)
light duty and heavy duty/dla pojazdów typu LDV I HDV
**)
in present tests engine was used with closed E(4) EGR/w opisywanych badaniach układ EGR został zaślepiony
As fuel the Swiss market Diesel fuel according to SN
EN 590, with S < 10 ppm w/w is used.
3. Measuring set-up & instrumentation
Figure 2 shows the scheme of installation, the measured
control parameters and emissions in the exhaust of
Iveco engine. The Euro 4 version is equipped with EGR,
which nevertheless was kept closed in the presented tests
by means of the access to the engine ECU. The installation
and the control parameters of the Liebherr engine
are nearly equal and are not represented separately. The
used measuring systems for exhaust emissions are the
same as for Iveco.
2. Silniki badawcze
Badania, których wyniki przedstawiono w niniejszym
artykule przeprowadzono na dwóch silnikach typu ZS: Iveco
F1C spełniający wymogi normy Euro 4 i Liebherr D934S.
Silnik Iveco był zamontowany na stanowisku badawczym
wyposażonym w hamulec dynamiczny, umożliwiający odzwierciedlenie
różnych warunków pracy silnika.
Na rysunku 1 przedstawiono silniki w Laboratorium
Silników Spalinowych Uniwersytetu Nauk Stosowanych w
Biel-Bienne. W tabeli 2 podano najistotniejsze dane techniczne
tych silników.
Paliwo użyte do zasilania silników badawczych było
zgodne ze szwajcarską normą SN EN 590 i zawierało mniej
niż 10 ppm siarki.
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
5

Warunki tworzenia NO 2
w filtrach cząstek stałych z katalityczną warstwą aktywną
3. Stanowisko badawcze oraz użyta
aparatura
Na rysunku 2 przedstawiono schemat stanowiska
badawczego z silnikiem Iveco oraz wymieniono mierzone
podczas badań parametry. Silnik wykorzystywany
do badań, aby spełnić normę Euro 4, wyposażony
został w chłodzony układ EGR, jednak na potrzeby
badawcze układ ten został dezaktywowany przez
wprowadzenie zmian w jednostce sterującej pracą silnika.
Stanowisko badawcze z silnikiem Liebherr oraz
mierzone na nim parametry były niemal identyczne jak
dla silnika Iveco, dlatego nie zostały przedstawione
oddzielnie. Użyta aparatura badawcza do pomiaru
emisji spalin była taka sama jak dla silnika Iveco.
Fig. 2. Engine measuring set-up on the dynamic dynamometer
Rys. 2. Schemat stanowiska badawczego
4. Test equipment for exhaust gas emissions
The measurement is performed according to the Swiss
exhaust gas emissions regulation for heavy duty vehicles
(Directive 2005/ 55/ECE & ISO 8178):
– Volatile components:
– Horiba exhaust gas measurement devices
Type VIA-510 for CO 2
, CO, HCIR, O 2
,
Type: Eco Physics CLD 822 for NO, NO x
,
– Amluk exhaust gas measurement
device Type FID 2010 for HC-
FID,
– FTIR (Fourier Transform Infrared)
Spectrometer (AVL SESAM) with
possibility of simultaneous, timeresolved
measurement of 25 emission
components – among others:
NO, NO 2
, NO x
, NH 3
, N 2
O, HCN,
HNCO.
4. Aparatura badawcza do pomiaru emisji
spalin
Pomiary wykonano zgodnie ze szwajcarskim
rozporządzeniem dla pojazdów typu HDV odnośnie
do emisji spalin (Dyrektywa 2005/55/ECE & ISO
8178), wykorzystując:
– do pomiaru składników gazowych:
– urządzenie do pomiaru emisji spalin firmy
Horiba: typ VIA-510 dla CO 2
, CO, HCIR, O 2
oraz typ Eco Physics CLD 822 dla NO, NO x
,
– urządzenie do pomiaru emisji HC, wykorzystujące
metodę pomiarową FID firmy Amluk,
model FID 2010,
– spektrometr AVL SESAM wykorzystujący metodę
pomiarową FTIR (Fourier Transform Infrared),
umożliwiający jednoczesny pomiar emisji 25 składników
spalin (między innymi NO, NO 2
, NO x
, NH 3
, N 2
O, HCN,
HNCO).
5. Procedury badawcze
Na obu stanowiskach badawczych przeprowadzono test
stacjonarny w punktach pracy silnika przedstawionych na
rys. 3. Pomiary prowadzono zawsze na rozgrzanym silni-
5. Test procedures
On both engine dynamometers
stationary operating points (OP), so
called steps-tests were performed.
An example is given in Fig. 3. All
steps-tests were performed with a
warm engine and for each research
task always in the same sequence and
with the same operating duration of
Fig. 3. Operating points in steptest and at SV = const on the Iveco engine
Rys. 3. Punkty pomiarowe w teście stacjonarnym i przy SV = const na silniku Iveco
6 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

Conditions of NO 2
-production in catalyzed DPF-systems
the OP’s. Similar steptest were also performed on Liebherr
engine at different engine speeds according to the size of
the investigated DPF’s.
Lp.
DOC
Pt [g] Pd [g]
Passive regeneration/regeneracja pasywna
1 8,33 4,16
SiC
ø 144 mm x 102 mm
2 5,58 1,39
SiC
ø 144 mm x 102 mm
3 1,16 1,16
SiC
ø 144 mm x 102 mm
4 8,33 4,16
SiC
ø 144 mm x 102 mm
5 2,94 1,47
SiC
ø 229 mm x 152 mm
6 4,41 4,41
SiC
ø 229 mm x 152 mm
Table 3. Data of the tested DPF systems
Tabela 3. Dane badanych filtrów cząstek stałych
DPF
Pt [g]
1,45
SiC
ø 144 mm x 254 mm
1,45
SiC
ø 144 mm x 254 mm
1,45
SiC
ø 144 mm x 254 mm
0
SiC
ø 144 mm x 254 mm
4,41
SiC
ø 229 mm x 305 mm
4,41
SiC
ø 229 mm x 305mm
7 – 4,41
SiC
ø 229 mm x 305 mm
8 4,41 4,41
SiC
ø 229 mm x 152 mm
9 Pt/Pd/Rh
Metal
ø 283,5 mm x 130 mm
–
SiC
ø 229 mm x 305 mm
Pt/Pd/Rh
SiC
ø 283,5 mm x 355 mm
ku. Realizacja wszystkich punktów pomiarowych
następowała zawsze w tej samej kolejności i czas
pracy silnika w każdym punkcie pomiarowym był
jednakowy. Podobny test przeprowadzono również
na silniku LIEBHERR, przy różnych prędkościach
pomiarowych w zależności od wielkości badanego
filtra cząstek stałych.
W jednej serii pomiarowej na silniku Iveco
badania wykonywane były przy różnych temperaturach
spalin, lecz przy stałej względnej prędkości
gazów wylotowych (spatial velocity = const). Na
silniku tym badania w warunkach dynamicznych
przeprowadzono wg testu ETC (European Transient
Cycle), którego warunki określono na podstawie
mapy parametrów z jednostki sterującej pracą
silnika, dla odmiany E3 (rys. 4). Przebieg testu
nie został zmieniony dla wersji silnika E4, aby można było
porównywać wyniki.
Regeneration/regeneracja
Active volume/
objętość aktywna
[feet 3 /stopa 3 ]
Summary/
sumaryczna ilość
Pt [g]
CRT 0,2 9,78
CRT 0,2 7,03
CRT 0,2 2,61
CRT 0,06 8,33
CRT 0,66 7,35
CRT 0,66 8,82
cDPF 0,44 4,41
CRT 0,22 4,41
CRT 0,81 n/a/brak danych
10 – V2O5 SiC ø 275 mm x 584 mm cDPF 1,22 –
11 3,8
SiC
ø 151 mm x 120 mm
Semi active regeneration/regeneracja półaktywna
12 3 3
SiC
ø 190 mm x 152 mm
Fig. 4. Torque & speed in ETC Iveco F1C
Rys. 4. Moment obrotowy i prędkość obrotowa w teście ETC, silnik Iveco F1C
V2O5 (14g/L)
SiC
ø 151 mm x 300 mm
–
SiC
ø 210 mm x 203 mm
CRT 0,24 3,8
Fuel aerosol generator
+ DOC/rozpylacz
paliwa + DOC
0,35 3
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
7

Warunki tworzenia NO 2
w filtrach cząstek stałych z katalityczną warstwą aktywną
Przed rozpoczęciem każdego testu dynamicznego wykonana
została jednakowa procedura kondycjonowania, by
uzyskać możliwie jednakowe warunki termiczne układów
oczyszczania spalin.
6. Rodzaje badanych filtrów cząstek stałych
Filtry cząstek stałych, które poddano badaniom, przedstawiono
w tabeli 3. Filtry cząstek stałych nr 1–8 były
zamontowane w układzie wylotowym silnika Iveco: filtry
cząstek stałych nr 1–4 określono jako “małe”, a te oznaczone
numerami 5–8 jako „duże”. Filtry cząstek stałych o numerach
9–12 były testowane na stanowisku wyposażonym w
silnik Liebherr.
7. Wyniki badań
Fig. 5. NO 2
-production in step-test with different content of Pt
in the catalytic coating, smaller DPF’s, Iveco engine F1C
Rys. 5. Tworzenie NO 2
w teście stacjonarnym dla różnych zawartości
platyny w powłoce katalitycznej, „mniejszy” filtr cząstek stałych, silnik
Iveco F1C
In one test series on Iveco engine operating points with
different exhaust gas temperatures, but with constant spatial
velocity (SV = const) were driven. On Iveco engine the dynamic
testing was performed mostly with the ETC (European Transient
Cycle), which was defined on the basis of the non limited engine
operation map (NEM), for the engine version E3 (Fig. 4). The
definition of ETC was not changed for the engine version E4 to
keep a better comparability with the previous results.
Before the start of each dynamic cycle the same procedure
of conditioning (a preliminary ETC) was used to fix as
well as possible the thermal conditions of the exhaust gas
aftertreatment system.
6. Tested DPF systems
The investigated DPF systems are represented in the
Table 3.
The DPF’s 1 to 8 were tested on Iveco engine: DPF’s 1
to 4 are called “small” and DPF’s 5 to 8 are called “big”.
DPF’s 9 to 12 were investigated on Liebherr engine.
7. Results
7. 1. DPF system coating
Figure 5 shows the time plots of exhaust gas temperature
before DPF and of NO 2
in the steptest with different Pt- and
7.1. Powłoki filtrów cząstek stałych
Na rysunku 5 przedstawiono przebiegi temperatury
przed filtrem cząstek stałych, stężenia NO 2
w funkcji czasu
oraz udział NO 2
w NO x
przy różnych obciążeniach silnika
spalinowego dla “małych” filtrów cząstek stałych o różnej
zawartości Pt i Pd w powłoce aktywnej. Dla zadanego obciążenia
z prawie jednakowym przebiegiem temperatury i tą
samą względną prędkością przepływu gazów wylotowych
większa zawartość metali szlachetnych powoduje zwiększenie
zawartości NO 2
w spalinach.
W dolnej części rys. 5 zamieszczono wykres słupkowy
przedstawiający zawartość NO 2
w NO x
w pierwszych czterech
fazach testu dla różnych powłok aktywnych. Filtr cząstek
stałych oznaczony DPF4, z taką samą powłoką aktywną
reaktora DOC jak dla DPF1, jednak bez warstwy aktywnej
w części DPF, wykazuje znacznie mniejszą objętość aktywną
(krótszy czas oddziaływania katalizatorów na związki
zawarte w gazach wylotowych silnika) i charakteryzuje się
znacznie mniejszą zawartością NO 2
w NO x
. W pierwszej
części testu, kiedy nie osiągnięto temperatury light-off
reaktora katalitycznego, można zauważyć zmniejszenie
zawartości NO 2
za filtrem cząstek stałych. Jest to dobrze
znane zjawisko, które objawia się częściowym rozkładem
NO 2
do NO i O oraz niewielkim zmniejszeniem zawartości
CO i HC w gazach wylotowych.
Na rysunku 6 przedstawiono porównanie stężeń NO 2
,
zawartości NO 2
w NO x
oraz zmianę zawartości NO 2
w NO x
(DNO 2
/NO x
) w teście stacjonarnym z „większym” filtrem
cząstek stałych. Można zauważyć, że układ oznaczony
DPF6, który charakteryzuje największa zawartość Pt/Pd,
wytwarza NO 2
z największą intensywnością. Filtr cząstek
stałych oznaczony DPF8, w którym część filtrująca nie
posiada powłoki aktywnej i jest z takim samym reaktorem
DOC jak układ oznaczony DPF6, wytwarza najmniej NO 2
,
zwłaszcza przy wyższych temperaturach przed układem
oczyszczania spalin. Układ oczyszczania spalin, oznaczony
DPF8 cechuje najmniejsza objętość aktywna i szczególnie
przy dużych obciążeniach silnika – duża względna prędkość
przepływu gazów wylotowych.
Szwajcarskie procedury kontroli sprawności działania
filtrów cząstek stałych wykorzystują procedury VERT
& OAPC, w których uwzględniany jest współczynnik
8 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

Conditions of NO 2
-production in catalyzed DPF-systems
Fig. 7. NO x
, NO & NO 2
in ETC with different Pt-content, smaller DPF’s,
Iveco F1C
Rys. 7. NO x
, NO i NO 2
w teście ETC dla różnych zawartości Pt, ”mniejszy”
filtr cząstek stałych, silnik Iveco F1C
Fig. 6. NO 2
& ∆NO 2
versus temperature with different Pt-content and
different active volume of the bigger DPF’s, Iveco F1C
Rys. 6. NO 2
i ∆NO 2
w funkcji temperatury dla różnych zawartości Pt i
różnych objętości aktywnych „większego” filtra cząstek stałych, silnik
Iveco F1C
Pd-content in the catalytic coating of the smaller DPF’s. At
a given load jump, with nearly identical temperature profile
and with the same spatial velocity (SV) the higher content
of the catalytic precious metals increases quicker the NO 2
to slightly higher values – see steps 3&4.
The bars in the lower part of this figure represent the
NO 2
/NO x
-ratio in the first four steps with the different coatings.
DPF4 with the same coating of DOC, as DPF1, but with
uncoated DPF-part has a significantly lower active volume
(less residence time of gas in the proximity of catalytic substance)
and shows respectively less NO 2
-production.
In the 1st step with temperature below the light-off of the
catalysts there is a lowering of NO 2
with DPF. This is a well
known and repetitive effect, which is explained by partial
decomposition of NO 2
to NO+O and a slight reduction with
the present CO & HC.
Figure 6 compares the results of NO 2
, NO 2
/NO x
-ratio
and DNO 2
/NO x
-ratio in stepstests with the bigger DPF’s. It
is clearly to see, that the DPF6 with the highest Pt/Pd-content
produces more intensely NO 2
. The DPF8 with uncoated DPFpart
and with the same DOC, as DPF6 produces the lowest
values of NO 2
especially in the higher temperature range
(higher steps). The DPF8 has the lowest active volume and
especially at higher load-steps a high spatial velocity.
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
∆NO 2
/NO x
, zgodnie ze szwajcarską normą SN 277 206.
Układy produkujące NO 2
są niewskazane do stosowania w
środowiskach zamkniętych, jak np. budynki lub podziemia.
Na rysunku 7 przedstawiono przykład wyników badań
przeprowadzonych z “mniejszym” filtrem cząstek stałych
w teście ETC. Także tutaj widać wyraźną zależność zwiększenia
emisji NO 2
wraz ze zwiększeniem zawartości metali
szlachetnych w powłoce aktywnej.
7.2. Wielkość filtra cząstek stałych
Na rysunkach 8 i 9 przedstawiono, jaki wpływ ma rozmiar
filtra cząstek stałych na emisję NO 2
. „Mniejszy” filtr
cząstek stałych oznaczony DPF4, nie posiada powłoki katalitycznej
i z tego powodu ma najmniejszą objętość aktywną. W
obu porównaniach: w teście statycznym (rys. 8) i teście ETC
(rys. 9) temperatura gazów wylotowych osiągała w przybliżeniu
jednakową wartość, jednak “większy” filtr cząstek
stałych, oznaczony DPF6, miał 10 razy mniejszą względną
prędkość przepływu gazów wylotowych (SV). Sumaryczna
Fig. 8. NO 2
in step-test with different DPF size, Iveco F1C
Rys. 8. Stężenie NO 2
w teście statycznym dla różnych wielkości filtrów
cząstek stałych, silnik Iveco F1C
9

Warunki tworzenia NO 2
w filtrach cząstek stałych z katalityczną warstwą aktywną
The Swiss DPF-quality systems VERT & OAPC consider
the ratio ∆NO 2
/NO x
according to the Swiss Norm SN 277
206 and indicate it in the results. The NO 2
-producing DPFsystems
are recommended not to be used in closed environments
like in buildings, or in underground.
Figure 7 gives an example of results with the smaller
DPF’s in ETC. There is again a clear tendency of highest
NO 2
-values with the strongest catalytic coating of the
DPF1.
7.2. DPF system size
Figures 8 & 9 represent an extreme influence of DPFsystem
size on NO 2
. The smaller DPF4 has uncoated DPFpart
and due to that, the smallest active volume.
Both comparisons: in steptest (Fig. 8) and in ETC (Fig. 9)
are at approximately the same exhaust gas temperatures, but
the bigger DPF6 has 10 times lower spacial velocity (SV).
The summary amount of precious metals Pt/Pd in the coating
of both DPF-systems is similar and so it can be concluded,
that the lower SV of the bigger DPF6 is the mayor factor of
increased NO 2
-production.
7.3. Spatial velocity (SV)
SV is the ratio of the volumetric exhaust gas flow to the reference
volume of the aftertreatment device. Here the summary
catalytically active volume was considered. The reciprocal
value of SV is the residence time of gas element in this device.
Higher spatial velocity means shorter residence time.
A trial was performed with different operating points of
the engine, but with a constant SV (see operating points in
Fig. 3). The value of SV = 21 1/s was chosen, as representative
for the highest NO – NO 2
conversion in the steptests.
Table 4 summarizes the results: the exhaust gas mass
flow, exhaust gas temperature and the NO x
-emissions are
connected to the engine OP. The NO 2
/NO x
-ratio has a maximum
at t 7
= 336 °C, but the absolute values of NO 2
depend
also on NO x
.
It can be summarized, that on an engine there is no liberty
to separate the parameters: engine-out NO x
-emission and
exhaust gas temperature. This trial confirms nevertheless the
maximum intensity of NO 2
-production in the temperature
range around 350 °C.
ilość metali szlachetnych Pt/Pd w powłoce aktywnej obu
filtrów cząstek stałych jest podobna i z tego powodu można
wywnioskować, że mniejsza względna prędkość przepływu
gazów wylotowych w “większym” układzie DPF6 jest
głównym czynnikiem zwiększonej emisji NO 2
.
Fig. 9. NO x
& NO 2
in ETC with different DPF size, Iveco F1C
Rys. 9. Stężenie NO x
i NO 2
w teście ETC dla różnych wielkości filtrów
cząstek stałych, silnik Iveco F1C
7.3. Względna prędkość przepływu gazów wylotowych
(SV)
Względna prędkość przepływu gazów wylotowych
jest określona jako stosunek objętości strumienia spalin
do objętości układu oczyszczania spalin. W tym aspekcie
rozważana jest całkowita objętość katalityczna. Odwrotnością
względnej prędkości przepływu gazów wylotowych
jest czas przebywania cząstki gazu wylotowego w układzie
oczyszczania spalin. Większa względna prędkość przepływu
gazów wylotowych oznacza krótszy czas zajścia reakcji
katalitycznych w układzie oczyszczania spalin. Badania
zostały przeprowadzone w różnych punktach pracy silnika,
jednak przy stałej wartości względnej prędkości przepływu
gazów wylotowych (rys. 3). Wartość parametru SV = 21 1/s
została wybrana jako odpowiadająca największej konwersji
NO – NO 2
w teście statycznym. W tabeli 4 zestawiono wyniki:
masowego natężenia przepływu gazów wylotowych,
temperatury gazów wylotowych oraz emisji NO x
w poszczególnych
punktach pracy silnika. Współczynnik NO 2
/NO x
osiąga wartość maksymalną przy t 7
= 336 °C, jednak wartość
bezwzględna stężenia NO 2
zależy również od ilości NO x
.
Table 4. Operating points and results at SV = const.; DPF2, Iveco F1C
Tabela 4. Wyniki pomiarów w poszczególnych punktach pracy silnika przy stałej względnej prędkości przepływu gazów wylotowych SV = const;
DPF2, silnik Iveco F1C
Operating point/punkt pracy Unit/jednostka 1 2 3 4 5
n [rpm/obr/min] 1830 2000 2200 2400 2600
Mo [Nm] 250 200 150 110 90
m exh
/m spal
[kg/h] 228 245 267 277 290
T7 [°C] 434 384 336 297 278
Δp7 [Pa] 8400 8600 8600 7800 8100
V exh
/V spal
[m 3 /h] 438 437 442 432 435
SV 1/s 21 21 21,3 20,8 20,9
NO 2
[ppm] 295 268 186 115 87
NO x
[ppm] 778 529 330 241 204
NO 2
/NO x
[%] 38 51 56 48 43
10 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

Conditions of NO 2
-production in catalyzed DPF-systems
Figure 10 shows the NO 2
-emissions in steptests with
the bigger DPF-systems dependent on spatial velocity and
exhaust gas temperature. DPF’s 5 & 6 with the biggest active
volume have the lowest range of SV during the steptest. They
reach also the highest maximum values of NO 2
.
The temperatures of NO 2
-maximum depend slightly on
the SV-range: at higher SV (24 1/s) ≈ 360 °C, at lower SV
(8 1/s) ≈ 380 °C. The represented points in the diagrams are
Fig. 10. NO 2
in step test, dependent on exhaust temperature and spacial
velocity; DPF’s big, Iveco F1C
Rys. 10. Zależność emisji NO 2
od temperatury gazów wylotowych i
względnej prędkości przepływu gazów wylotowych w teście stacjonarnym;
duże filtry cząstek stałych, silnik Iveco F1C
averages of the last 60 s of each step. Interesting is the comparison
of parameters, which influence the NO 2
-production
in both used testing methods: steptest and ETC, Figure 11.
The step tests with 10 min step duration represent a stationary
testing, where the engine attains the emission- and
the thermal stability and the exhaust system attains nearly the
thermal stability. In opposite to that in a transient test, like
ETC, neither the engine, nor the exhaust treatment system
attain a thermal stability.
The range of tailpipe temperature in ETC starts at
higher values than the step test, this because of conditioning
before ETC (upper part of Fig. 11). The maximal tailpipe
temperatures are higher in steptest, because of longer
operation at high OP’s and enough time to warm-up the
exhaust system. In ETC also high OP’s are realized, but
only in transient way and there is no time to heat-up the
system like in step test.
Any given constant value of tailpipe temperature in ETC
represents a big number of different instantaneous operating
points of the engine and also different values of NO 2
. The
spatial velocity in ETC varies also in a larger spectrum,
than in steps (see lower part of Fig 11), which is a result of
strong variations of: exhaust mass flow, exhaust temperature
(T 7
before DPF) and backpressure parameters influencing
the instantaneous volumetric flow of exhaust gases. The
Podsumowując, w badaniach silnikowych nie ma możliwości
rozdzielania parametrów: emisji NO x
oraz temperatury
gazów wylotowych. Badania te potwierdzają, że największa
intensywność tworzenia NO 2
występuje przy temperaturze
gazów wylotowych wynoszącej ok. 350 °C.
Na rysunku 10 przedstawiono emisję NO 2
w teście stacjonarnym
z „większym” filtrem cząstek stałych w zależności
od względnej prędkości przepływu gazów wylotowych oraz
temperatury gazów wylotowych. Filtry cząstek stałych oznaczone
DPF5 i 6 o największej objętości aktywnej charakteryzuje
najmniejszy zakres względnej prędkości przepływu
spalin (SV) podczas testu stacjonarnego. W układach tych
największe wartości osiąga również emisja NO 2
.
Temperatura, przy której emisja NO 2
jest największa, w
niewielkim stopniu zależy od wartości względnej prędkości
przepływu gazów wylotowych: przy dużej wartości tego
parametru (24 1/s) ≈ 360 °C, przy małej wartości tego parametru
(8 1/s) ≈ 380 °C. Przedstawione punkty pomiarowe
stanowią średnią z ostatnich 60 s trwania każdego punktu
pomiarowego. Interesujące jest porównanie parametrów,
które wpływają na intensywność tworzenia NO 2
zarówno w
teście stacjonarnym, jak i w teście ETC (rys. 11).
Każdy punkt pomiarowy w teście statycznym trwał 10
min, co umożliwiło uzyskanie w każdym punkcie pomiarowym
stabilnych warunków temperaturowych silnika oraz
układów oczyszczania spalin. Odwrotna sytuacja występowała
w teście ETC, gdzie ani silnik, ani układ wylotowy nie
uzyskiwały stabilności termicznej.
Zakres temperatur panujących w układzie wylotowym
silnika spalinowego w teście ETC rozpoczyna się
od wyższych wartości niż w teście statycznym, z powodu
kondycjonowania silnika przed testem ETC. Maksymal-
Fig. 11. Comparison of NO 2
, t exh
& SV in step test and in ETC, DPF5;
Iveco F1C
Rys. 11. Porównanie zależności stężenia NO 2
w gazach wylotowych w
funkcji temperatury gazów wylotowych za układem oczyszczania spalin
oraz prędkości przestrzennej SV w funkcji temperatury przed układem
oczyszczania spalin w teście stacjonarnym i teście ETC, DPF5; silnik
Iveco F1C
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
11

Warunki tworzenia NO 2
w filtrach cząstek stałych z katalityczną warstwą aktywną
lowest temperatures before DPF (T 7
) are in ETC lower than
at tailpipe (T 9
). This is because the engine has transitory
operation conditions in idling, or in braking mode, while
the exhaust system is still warmer due to the conditioning
and the thermal inertia.
Summarizing it can be stated, that the parameter which
influence the NO 2
-formation – temperatures of exhaust gas
and of exhaust system, spatial velocity and engine-out emissions
(NO x
/NO 2
) – vary very much in the transient test cycle.
The resulting instantaneous NO 2
is an effect of overlapping
of several influences connected with those parameters. The
conditioning before testing plays important role for the temperature
level of the exhaust system and for the repetitivity
of emission results.
Fig. 12. Influence of high sulfur Diesel fuel (HSD) on the NO 2
/NO x
-ratio
with different coatings (Pt or V); Liebherr D 934S
Rys. 12. Wpływ zastosowania paliwa o dużej zawartości siarki (HSD) na
zawartość NO 2
w NO x
dla różnych powłok aktywnych (Pt lub V); silnik
Liebherr D 934S
7.4. Sulfur in fuel
Several attempts of soot loading and regenerations were
performed with DPF-systems on Liebherr engine. Figure 12
shows a comparison of NO 2
/NO x
-ratios obtained in steps tests
with different sulfur content (ULSD < 10 ppm S and HSD
≈ 1250 ppm S) and with different coatings. With Pt-coating
(DPF9) there is a significant production of NO 2
with sulfur-free
fuel (ULSD). With V-coating (DPF10) this problem does not
exist, but there are some strict limits of high temperature operation
with V-coating. Nevertheless, there are some important
progresses in development and the V-based coatings can be
still regarded as an important option to lower NO 2
.
With HSD the NO 2
-production did not appear even with
strong Pt-coatings, because there was a preference of oxidation
of sulfur in the catalyst.
7.5. DPF soot load
Figure 13 shows the regeneration attempts of a passive
catalytic system (DPF11) with different soot load. In the
steptest with unloaded DPF (reg. nr. 2) the NO 2
-production is
most intense and in the largest range of operating load steps.
The variants with soot-loaded DPF have two reasons for
lower NO 2
: less NO 2
-formation due to masking of catalytic
surface and NO 2
consumption for soot oxidation.
7.6. Use of RME
Examples of regenerations of the system DPF11, which
was charged to the same backpressure with different fuels
(B0, B20 & B100) are represented in Fig. 14.
ne temperatury w układzie wylotowym osiągają wyższe
wartości w teście statycznym ze względu na dłuższy czas
trwania punktów pomiarowych o dużym obciążeniu silnika
oraz dostatecznej ilości czasu, aby układ wylotowy mógł
osiągnąć wysokie temperatury. W teście ETC również silnik
pracuje w punktach pracy charakteryzujących się dużym
obciążeniem, jednak parametry jednostki napędowej w tym
teście zmieniają się dynamicznie, przez co układ wylotowy
nie osiąga tak wysokich temperatur jak w teście statycznym.
Wszelkie podawane stałe wartości temperatury układu wylotowego
silnika oraz stężenia NO 2
w gazach wylotowych
w teście ETC są wartościami chwilowymi i kolejność ich
prezentacji może odbiegać od rzeczywistego przebiegu
testu. Względna prędkość przepływu gazów wylotowych
w teście ETC zmienia się również w większym zakresie
niż w teście statycznym, co jest wynikiem dużych zmian
masowego natężenia przepływu gazów wylotowych, temperatury
w układzie wylotowym przed filtrem cząstek stałych
oraz przeciwciśnienia, które wpływa na chwilowe zmiany
objętościowego przepływu spalin. Temperatury przed filtrem
cząstek stałych (T 7
) w teście ETC są najniższe, tzn. niższe
niż za układami oczyszczania spalin (T 9
). Spowodowane
to jest dynamicznie zmiennymi warunkami pracy silnika
spalinowego, który podczas trwania testu pracuje także
na biegu jałowym oraz w fazie hamowania, podczas gdy
układ wylotowy oraz układy oczyszczania spalin są jeszcze
rozgrzane. Podsumowując można stwierdzić, że parametry,
które wpływają na tworzenie NO 2
– temperatura gazów wylotowych
i układu wylotowego, względna prędkość przepływu
gazów wylotowych oraz emisja związków szkodliwych
(NO x
/NO 2
) – ulegają dużym zmianom podczas trwania testu
dynamicznego. Chwilowe stężenie NO 2
jest efektem nałożenia
się jednocześnie kilku czynników wpływających na
tworzenie tego związku. Kondycjonowanie układu badawczego
przed rozpoczęciem pomiarów odgrywa istotną rolę
dla temperatury układu wylotowego, a zatem dla wyników
emisji związków szkodliwych spalin.
7.4. Obecność siarki w paliwie
Na silniku Liebherr przeprowadzono wiele prób zapełnienia
filtra cząstek stałych oraz jego regeneracji. Na rysunku
12 przedstawiono porównanie procentowego udziału NO 2
w NO x
uzyskane w teście stacjonarnym dla paliw o różnej
zawartości siarki (ULSD < 10 ppm S i HSD ≈ 1250 ppm
S) oraz z różnymi powłokami aktywnymi. Układ z platynową
powłoką (DPF9) wykazuje zwiększoną podatność do
tworzenia NO 2
podczas spalania paliwa o obniżonej zawartości
siarki (ULSD). Układ z wanadową powłoką aktywną
(DPF10) nie wykazuje takich skłonności, jednak tego typu
powłoka wykazuje ograniczenia dopuszczalnych temperatur.
Niemniej jednak w ostatnich czasach nastąpił znaczący
postęp w rozwoju powłok wanadowych i powłoki te mogą
stanowić dobre rozwiązanie w obniżaniu emisji NO 2
.
Spalając paliwo o dużej zawartości siarki (HSD),
produkcja NO 2
nie występuje nawet po zastosowaniu powłok
aktywnych o dużej zawartości platyny, ponieważ w
reaktorze katalitycznym występuje skłonność do utleniani
siarki.
12 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

Conditions of NO 2
-production in catalyzed DPF-systems
RME (B100) was stated to produce more reactive soot
with more SOF, which is easier to oxidize. B100 lowered
also the exhaust gas temperature nearer to the temperaturewindow
of the highest NO 2
-production in DOC. This
made an easier NO–NO 2
oxidation; it intensified the NO 2
-
supported regeneration, but also increased the system-out-
NO 2
-emissions.
7.7. Regeneration with fuel injection + DOC
Fuel injection (FI) before an oxidation catalyst (DOC) at
certain OP of the engine may strongly increase the exhaust
gas temperature and is used as a semi-active regeneration
support.
Figure 15 shows the NO x
-and NO 2
-emissions during the
regenerations of the system DPF12 at two different operating
points of the engine and with two different FI-strategies.
Regeneration 1 is performed with a double period of FI,
which is visible by the longer period of high temperature
before DOC. Regeneration 2 is performed at higher engine
7.5. Ilość cząstek stałych osadzonych we wkładzie elementu
filtrującego
Na rysunku 13 przedstawiono wyniki prób pasywnej regeneracji
katalitycznego układu oczyszczania spalin (DPF11)
dla paliw o różnej zawartości siarki. W teście statycznym
z niezapełnionym filtrem cząstek stałych (regeneracja 2),
tworzenie NO 2
jest najbardziej intensywne w najszerszym
zakresie wartości obciążenia silnika spalinowego. Podczas
badań z zapełnionym filtrem cząstek stałych emisja NO 2
jest
mniejsza z dwóch powodów: gazy wylotowe mają ograniczony
dostęp do powłoki katalitycznej oraz część NO 2
jest
zużywana do utlenienia cząstek stałych.
7.6. Spalanie estrów metylowych kwasów tłuszczowych
Przykłady regeneracji filtra cząstek stałych oznaczonego
DPF1, które wykonywano po jego jednakowym zapełnieniu,
stosując różne paliwa (B0, B20 & B100), przedstawiono
na rys. 14. Estry metylowe kwasów tłuszczowych (B100)
wprowadzono, aby w wyniku procesu spalania powstawała
sadza zawierająca większą ilość frakcji rozpuszczalnych
(SOF), które łatwiej utlenić w układach oczyszczania spalin.
Paliwo typu B100 przyczynia się również do zmniejszenia
Fig. 13. Effect of different soot loading history on NO 2
-emissions during
the regeneration procedure, DPF11; Liebherr D 934S
Rys. 13. Wpływ zapełnienia filtra cząstek stałych na emisję NO 2
podczas
procesu regeneracji filtra cząstek stałych DPF11; silnik Liebherr
D 934S
Fig. 14. Impact of bio-fuels (RME) on regeneration and NO 2
-emmissions,
DPF11; Liebherr D 934S
Rys. 14. Wpływ zastosowania estrów metylowych kwasów tłuszczowych
(RME) na regenerację filtra cząstek stałych oraz emisję NO 2
, DPF11;
silnik Liebherr D 934S
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
13

Warunki tworzenia NO 2
w filtrach cząstek stałych z katalityczną warstwą aktywną
Fig. 15. NO 2
-production during the regeneration procedure with fuel
injection (FI) and DOC; DPF12, Liebherr D 934 S; ULSD
Rys. 15. Tworzenie NO 2
podczas regeneracji filtra cząstek stałych
wymuszonego wtryskiem paliwa (FI) przed reaktor utleniający (DOC);
DPF12, silnik Liebherr D 934 S; ULSD
operating point and with a single FI. At higher OP there
are higher NO x
-values and the maximum temperature of
exothermic heating (T 7b
) after DOC reaches higher values
(approximately 600 °C).
After stopping the FI the temperature after DOC decreases
to the range of high NO 2
-production, which causes
a considerable increase of NO 2
concentration. With double
FI (reg. 1) this effect is respectively retarded.
It can be concluded, that the strong DOC is necessary for
this regeneration concept to produce the desired exothermic
heating, but simultaneously it becomes a source of intense
NO 2
-emissions.
8. Conclusions
Several examples and influences on NO 2
-formation in
the catalytically active Diesel particle filter systems were
presented in this work. The conclusions can be given with
following statements:
– with presence of Pt-coating in DOC, in DPF, or in both,
there is an oxidation NO–NO 2
and a typical maximum
of the NO 2
/NO x
-ratio in the temperature range around
350 °C,
– with higher Pt-content in the coatings, there is a higher
potential of NO 2
-formation (larger temperature range and
higher maximum values),
– in the low-temperature range (low-load engine operation)
the catalysts are below the light-off temperature and the
DPF’s reduce slightly NO 2
; the absolute values of NO 2
temperatury gazów wylotowych do poziomu sprzyjającego
największej produkcji NO 2
w reaktorze utleniającym.
Rezultatem jest bardziej efektywne utlenianie NO–NO 2
,
sprzyjające procesowi regeneracji filtra cząstek stałych,
jednak powoduje to także zwiększenie emisji NO 2
.
7.7. Regeneracja wymuszona wtryskiem paliwa +
reaktor DOC
Wtrysk paliwa do układu wylotowego przed reaktor utleniający
w określonym punkcie pracy silnika może znacząco
zwiększyć temperaturę gazów wylotowych i jest wykorzystywany
do podtrzymania procesu półaktywnej regeneracji
filtra cząstek stałych. Na rysunku 15 przedstawiono emisję
NO x
i NO 2
podczas regeneracji filtra cząstek stałych DPF12
dla dwóch różnych punktów pracy silnika spalinowego i
dwóch różnych strategii wtrysku paliwa. Regeneracja nr 1
jest wykonywana dla podwójnej dawki paliwa wtryskiwanego
do układu wylotowego silnika, czego skutkiem jest
dłuższy czas utrzymywania się wysokiej temperatury gazów
wylotowych przed reaktorem utleniającym. Regeneracja
nr 2 wykonywana jest przy większym obciążeniu silnika
z pojedynczym wtryskiem paliwa do układu wylotowego.
Podczas badań silnika spalinowego na dużych obciążeniach
zwiększeniu ulega emisja NO x
, a maksymalna temperatura
reakcji egzotermicznych za reaktorem utleniającym osiąga
wyższe wartości (ok 600 °C). Po zakończeniu wtrysku do
układu wylotowego temperatura za reaktorem utleniającym
ulega zmniejszeniu do poziomu sprzyjającemu intensywnemu
tworzeniu NO 2
. Podwójna dawka wtryskiwanego paliwa
(regeneracja 1) powoduje opóźnienie tego zjawiska.
Można stwierdzić, że dla tej koncepcji regeneracji filtra
cząstek stałych wymagany jest wydajny reaktor utleniający
w celu wytworzenia dużej ilości ciepła z reakcji egzotermicznych,
jednak układ taki charakteryzuje się zwiększoną
emisją NO 2
.
8. Wnioski
W niniejszej pracy przedstawiono kilka przykładów
i czynników wpływających na tworzenie NO 2
w katalitycznych
układach oczyszczania spalin z filtrami cząstek
stałych. Na podstawie badań można wyciągnąć następujące
wnioski:
– zastosowanie powłoki aktywnej zawierającej platynę w
reaktorze utleniającym, filtrze cząstek stałych lub obu tych
układach sprzyja utlenianiu NO do NO 2
, co przy temperaturze
ok. 350 °C skutkuje wystąpieniem maksymalnej
wartości współczynnika NO 2
/NO x
,
– większa zawartość Pt w powłoce aktywnej sprzyja
większej intensywności tworzenia NO 2
(większy zakres
temperatur i większe wartości maksymalne),
– w zakresie niskich temperatur (małe obciążenie silnika)
katalityczne układy oczyszczania spalin nie osiągają
temperatury light-off i filtry cząstek stałych zmniejszają
tylko nieznacznie emisję NO 2
; wartości bezwzględne stężenia
NO 2
i NO x
są małe w tych warunkach pracy silnika
spalinowego, a współczynnik NO 2
/NO x
jest wskaźnikiem
różnic stężenia NO 2
,
14 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

Conditions of NO 2
-production in catalyzed DPF-systems
& NO x
are low in these operating conditions and the
NO 2
/NO x
-ratio gives an exagerated picture of the NO 2
-
differences,
– the bigger size, or bigger active volume of the after
treatment system causes a lower spatial velocity, longer
residence times and a more intense NO 2
-production,
– the higher sulfur content in fuel inhibits the NO–NO 2
oxidation and gives preference to the SO–SO 2
oxidation;
the Vanadium-based coatings have potential of lowering
NO 2
,
– with used and/or soot-loaded DPF (DOC) there is less
production of NO 2
; the reasons are: masking, or ageing
of the catalytic coating and use of NO 2
for soot oxidation,
– with high portion of RME in fuel (or pure RME) higher
NO 2
emissions can occur; the reasons for that are: higher
engine-out NO x
-emissions, higher reactivity of RME-post
products, lower exhaust temperatures and higher probability
of exhaust temperature near to the range of maximum
NO 2
-production,
– during, or after some active, or semi active regeneration
procedures of catalytic DPF-systems, temperatures of
maximum NO 2
-formation are attained.
Acknowledgment
The authors acknowledge the contributions of the industrial
partners by supplying the test material. Special thanks
for valuable discussions and inspirations are due to Dr. Paul
Zelenka, formerly TWINTEC.
Paper reviewed/Artykuł recenzowany
– większy rozmiar lub większa objętość aktywna układu
oczyszczania spalin jest przyczyną mniejszej względnej
prędkości przepływu spalin, czyli dłuższego czasu dla
zajścia reakcji katalitycznych oraz większej intensywności
tworzenia NO 2
,
– większa zawartość siarki w paliwie zmniejsza intensywność
reakcji utleniania NO do NO 2
z uwagi na reakcje
utleniania SO do SO 2
, powłoki zawierające wanad sprzyjają
obniżaniu stężenia NO 2
w gazach wylotowych,
– używany i/lub zapełniony filtr cząstek stałych (z DOC)
sprzyja zmniejszeniu intensywności wytwarzania NO 2
;
powodem jest zmniejszenie dostępu lub dezaktywacja
materiałów katalitycznych oraz wykorzystanie NO 2
do
utleniania cząstek stałych,
– duża zawartość estrów metylowych kwasów tłuszczowych
w paliwie (lub czyste estry) sprzyja zwiększeniu emisji
NO 2
; przyczynami takiej sytuacji są: większa stężenie NO x
w gazach wylotowych silnika spalinowego, większa aktywność
produktów spalania estrów metylowych kwasów
tłuszczowych, mniejsza temperatura gazów wylotowych
i większe prawdopodobieństwo osiągnięcia temperatury
gazów wylotowych, sprzyjającej maksymalnej intensywności
tworzenia NO 2
,
– podczas lub po kilku aktywnych lub półaktywnych procesach
regeneracji filtra cząstek stałych osiągane są temperatury
maksymalnej intensywności tworzenia NO 2
.
Podziękowania
Autorzy dziękują partnerom przemysłowym za dostarczenie
materiałów do badań. Specjalne podziękowania za
cenne dyskusje i uwagi składają dr. Paulowi Zelence z firmy
TWINTEC.
Abbreviations/Skróty
AFHB Abgasprüfstelle FH Biel, CH/stanowisko do pomiarów
emisji spalin – Wyższa Szkoła Techniczna w Biel
Air min Stoichiometric air requirement/zapotrzebowanie na
powietrze do wytworzenia mieszanki stechiometrycznej
cDPF Catalytic DPF/katalityczny filtr cząstek stałych
CLD Chemiluminescence detector/analizator chemiluminescencyjny
CRT Continuously regenerating trap/filtr cząstek stałych o ciągłej
regeneracji
DOC Diesel oxidation catalyst/reaktor utleniający
DPF Diesel Particle Filter/filtr cząstek stałych
ECU Electronic control unit/układ sterujący pracą jednostki
napędowej
FI
FID
fuel injection/wtrysk paliwa
flame ionization detector/analizator płomieniowo-jonizacyjny
FTIR Fourier Transform Infrared Spectrometer/analizator wykorzystujący
zjawisko całkowitej absorpcji promieniowania
podczerwonego
HD heavy duty/pojazd ciężarowy
NEM non limited engine map/jednostka sterująca pracą silnika,
umożliwiająca zmianę algorytmów sterujących
OAPC Ordinance on Air Pollution Control/rozporządzenie dotyczące
kontroli zanieczyszczenia powietrza
OEM original equipment manufacturer/sprzęt rekomendowany
przez producenta urządzenia
OP operating point/punkt pracy silnika
RME rapeseed oil methyl ester/estry metylowe kwasów tłuszczowych
SV spatial velocity/względna prędkość przepływu gazów wylotowych
ULSD ultra low sulfur Diesel/olej napędowy o bardzo niskiej
zawartości siarki
VERT Verification of Emission Reduction Technology/weryfikacja
technologii zmniejszających emisję związków szkodliwych
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
15

Warunki tworzenia NO 2
w filtrach cząstek stałych z katalityczną warstwą aktywną
Bibliography/Literatura
[1] Lemaire J. (AEEDA): NO 2
: A New Challenge ? 3. FAD,
Dresden 10-11 November 2005.
[2] Lemaire J.: How to Select Efficient Diesel Exhaust Emissions
Control Strategies for Meeting Air Quality Targets in 2010?
Österreichische Ingenieur- und Architekten-Zeitschrift
(ÖIAZ), 152. Jg. Heft 1-3/2009, S. 40.
[3] Czerwinski J., Pétermann J.-L., Comte P., Lemaire J., Mayer
A.: Diesel NO/NO 2
/NO x
Emissions – New Experiences and
Challenges. SAE Technical Paper 2007-01-0321, Detroit, April
2007.
[4] Carslaw D.: Evidence of an Increasing NO 2
/NO x
Emissions
Ratio from Road Traffic Emissons. University of Leeds, Atm.
Envir. 39 (2005) 4793-4802.
[5] Kessler C. and al.: Estimation of NO 2
/NO x
Relations with
Traffic in Baden-Wurttemberg from 1995 to 2005. Poster at
2nd Conference Environment & Transport 12-14 June, 2006,
Reims, proceedings n°2, pages 101 to 105, AVISO GmbH.
[6] Emmenegger L. and al.: Emissions Measurements on CRT-
Equipped City Buses on Chassis Dynamometer. EMPA report
411289/2, August 2004.
[7] Frank W., Hüthwohl G, Maurer B.: SCR-Technologie für
Nutzfahrzeuge. Purem Abgassysteme GmbH, MTZ 9/2004,
S. 632.
[8] Jacob E., Müller R., Scheeder A., Cartus T., Dreisbach R.,
Mai H.-P., Paulus M., Spengler J.: High Performance SCR
Catalyst System: Elements to Guarantee the Lowest Emissions
of NOx. 27. Internationales Wiener Motorensymposium
2006. Bd.2.
[9] Pischinger S., Körfer T., Wiartalla A., Schnitzler J., Tomazic
D., Tatur M.: Combined Particulate Matter and NOx Aftertreatment
Systems for Stringent Emission Standards. SAE Techn.
Paper 2007-01-1128.
[10] Hosoya M., Kawada Y., Sato S., Shimoda M.: The Study of
NO x
and PM Reduction Using Urea Selective Catalytic Reduction
System for Heavy Duty Diesel Engine. SAE Techn.
Paper 2007-01-1576.
[11] Görsmann C.: Retrofit SCRT® – A retrofit system for the
simultaneous reduction of carbon monoxide, hydrocarbon,
soot particulate and oxides of nitrogen emissions from
commercial vehicles, 4. FAD – Konferenz, Dresden, Nov.
2006, p. 155.
[12] Czerwinski J., Zimmerli Y., Mayer A., Heeb N., Lemaire J.,
D’Urbano G., Bunge R.: Testing of Combined DPF+SCR
Systems for HD_retrofitting VERTdePN. SAE Techn. Paper
2009-01-0284.
[13] Spruk P. C., Frantz S., Schütze F.-W., Noack H.-D., Müller
W.: NO 2
Formation on the DOC/DPF System – a System
Thought. UMICORE, 6th International Exhaust Gas and
Particulate Emissions Forum, AVL, Ludwigsburg, Germany,
March 2010.
[14] Zelenka-Eicher B., Wirth F., Zelenka P.: Auslegung von
DPF-Systemen für die Nachrüstung im Hinblick auf NO 2
-
Emissionen. Twintec, VDI-Fachkonferenz „Abgasnachbehandlungssysteme
2010, “ Stuttgart-Bad Cannstatt,
Dezember 2010.
[15] Lanzerath P., Traebert A., Massner A., Gärtner U.: Effects of
Catalyst Deactivation on the Performance of Exhaust After-
Treatment Systems in Commercial Vehicles. Daimler AG. 19.
Aachener Kolloquium Fahrzeug- und Motorentechnik 2010.
Band 1, p. 491.
Prof. Jan Czerwiński, DEng. – Laboratorium for
IC-Engines and Exhaust Gas Control, University of
Applied Sciences Biel-Bienne, Switzerland.
Prof. dr Jan Czerwiński – Laboratorium Silników
Spalinowych i Emisji Spalin, Uniwersytet Nauk
Stosowanych w Biel-Bienne, Szwajcaria.
e-mail: jan.czerwinski@bfh.ch
Andreas Mayer, PhD. – Technik Thermische Maschinen
(TTM), Switzerland.
Dr Andreas Mayer – Instytut Termodynamicznej
Techniki Maszyn (TTM), Szwajcaria.
e-mail: ttm.a.mayer@bluewin.ch
Paul Zelenka, PhD. – VERT Association, Austria.
Paul Zelenka – Stowarzyszenie VERT (Weryfikacja
Technologii Zmniejszających Emisję Związków
Szkodliwych), Austria
e-mail: office@vert-certification.eu
16 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

The analysis of the potential for the use of gaseous fuels...
Wojciech GIS
Edward MENES
Jerzy WAŚKIEWICZ
PTNSS-2012-SS3-302
The analysis of the potential for the use of gaseous fuels
in the municipal bus transit in Poland – part 2
The paper discusses issues related to the use of compressed natural gas (CNG) in combustion engines particularly in
municipal bus transport. The ecological aspects of the use of natural gas in road transport have been analyzed particularly
the exhaust emissions in comparison to the emissions from diesel engines. Advantages and disadvantages of natural
gas fueling as well as the current level of CNG use in transport have been presented both in Poland and worldwide. The
authors have also indicated the motivating arguments for the use of natural gas.
Key words: combustion engines, natural gas, bus transport, city buses
Analiza możliwości zastosowania gazowych paliw w miejskim transporcie
autobusowym w Polsce – część 2
W artykule omówiono problematykę wykorzystywania sprężonego gazu ziemnego (CNG) przez silniki spalinowe, przede
wszystkim w obszarze miejskiej komunikacji autobusowej. Scharakteryzowano aspekty ekologiczne stosowania gazu
ziemnego w transporcie samochodowym, szczególnie w porównaniu z poziomem emisji substancji toksycznych silników
ZS. Przedstawiono wady i zalety napędu gazowego, obecny poziom wykorzystania CNG w transporcie zarówno w Polsce,
jak i na świecie oraz argumenty motywujące do jego wykorzystania.
Słowa kluczowe: silniki spalinowe, gaz ziemny, transport autobusowy, autobusy miejskie
5. Tests in actual vehicle operating conditions
(natural gas fueling)
As for fueling with natural gas, particularly interesting
are the comparative investigations of the exhaust emissions
from traditional diesel engines fueled with diesel oil and
spark ignition engines fueled with natural gas performed
under actual conditions of operation in city traffic. Interesting
results are presented in works [7, 8]. These tests were carried
out on a chassis dynamometer in driving tests developed with
a view to simulating the city bus drive: Braunschweig (Fig.
7) and Orange County Bus (Fig. 8) [7, 8].
5. Badania w rzeczywistych warunkach ruchu
pojazdów zasilanych gazem ziemnym
W kwestii zasilania pojazdów gazem ziemnym szczególnie
interesujące są badania porównawcze emisji zanieczyszczeń
z silników klasycznych o zapłonie samoczynnym zasilanych
olejem napędowym i z silników o zapłonie iskrowym zasilanych
gazem ziemnym, wykonywane w warunkach użytkowania
autobusu w ruchu miejskim. Interesujące wyniki badań są
przedstawione w pracach [7, 8]. Badania te przeprowadzano
na hamowni podwoziowej w testach jezdnych opracowanych
w celu symulacji ruchu autobusu miejskiego: Braunschweig
(rys. 7) i Orange County Bus (rys. 8) [7, 8].
Fig. 7. Braunschweig test diagram
Rys. 7. Schemat testu Braunschweig
The tests were performed on bus engines of different
capacities and different controllers of the air-fuel mixture
Fig. 8. Orange County Bus test diagram
Rys. 8. Schemat testu Orange County Bus
Badania były przeprowadzane na autobusach z silnikami
o różnej objętości skokowej i z różnymi układami sterowania
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
17

Analiza możliwości zastosowania gazowych paliw...
compositions: controllers set to obtain stoichiometric and
lean mixtures. The tests indicated a reduction of the emissions
of carbon monoxide and nitric oxides and an almost
entire elimination of PM due to the application of natural
gas as a fuel. The results for carbon dioxide were ambiguous
with a growing trend of the emission level when natural gas
was applied. These results confirm the results presented in
[9]. In that work the emission of total carbon dioxide was
determined (resulting from the elementary fuel composition)
from a diesel engine and a spark ignition engine (natural gas
fueled) based on the dynamic ETC test results and following
the fuel consumption measurement in the MZA test (Fig.
9), developed for the bus traffic conditions in Warsaw. The
Fig. 9. MZA test diagram (with the average speed marked)
Rys. 9. Schemat testu MZA (z zaznaczoną wartością średnią prędkości)
results of the calculations indicated a relative growth of the
road emission of carbon dioxide by almost 14% if natural
gas is applied.
The increase in the emission of total carbon dioxide
when using natural gas as a fuel results from a lower
spark ignition engine overall efficiency in the first place,
particularly under the conditions of low loads, which is
common for city buses. The conclusions related to the
emission of carbon dioxide pertain only to the total carbon
dioxide – in the situation when biomethane is used, which
is a renewable fuel, the emission of the fossil fuel originated
carbon dioxide is almost zero and it is this particular
emission that contributes to the greenhouse effect in the
atmosphere [9].
According to publication [10] when comparing the emission
from gasoline engines and CNG engines the following
emission reductions take place:
– CO by approximately 70 – 90%,
– NMHC by approximately 85%,
– NO x
by approximately 50 – 80%,
– CO 2
by approximately 20%.
In comparison to diesel engines, the use of CNG reduces
the following emissions:
składu mieszanki gazowo-powietrznej: stechiometrycznego
i na mieszanki ubogie. Wskazywały one na zmniejszenie,
dzięki zastosowaniu gazu ziemnego, m.in. emisji tlenku
węgla i tlenków azotu oraz prawie całkowite wyeliminowanie
emisji cząstek stałych. Przy emisji dwutlenku węgla
wyniki były niejednoznaczne z tendencją zwiększenia się
emisji przy zastosowaniu zasilania gazem ziemnym. Wyniki
te potwierdzają rezultaty badań przedstawione w pracy [9].
W pracy tej wyznaczono emisję dwutlenku węgla całkowitego
(wynikającą ze składu elementarnego paliwa) z silnika
o zapłonie samoczynnym na olej napędowy i z silnika o
zapłonie iskrowym na gaz ziemny na podstawie wyników
badań emisji w teście dynamicznym ETC oraz wyników
zużycia paliwa w teście jezdnym MZA
(rys. 9), opracowanym dla warunków ruchu
autobusów w Warszawie. Wyniki obliczeń
wskazały na względne zwiększenie emisji
drogowej dwutlenku węgla w sytuacji zastosowania
gazu ziemnego o prawie 14%.
Zwiększenie emisji dwutlenku węgla
całkowitego przy zastosowaniu gazu ziemnego
wynika przede wszystkim z mniejszej
sprawności ogólnej silnika o zapłonie iskrowym
w stosunku do sprawności ogólnej
silnika o zapłonie samoczynnym, szczególnie
w warunkach niewielkich obciążeń,
co występuje powszechnie w użytkowaniu
silników autobusów miejskich. Wniosek
odnosnie do różnic w emisji dwutlenku
węgla dotyczy jedynie dwutlenku węgla
całkowitego – w sytuacji używania biometanu,
który jest paliwem odnawialnym; emisja
dwutlenku węgla kopalnego jest prawie
zerowa, a to właśnie emisja dwutlenku węgla
kopalnego jest czynnikiem sprzyjającym intensyfikacji
zjawiska cieplarnianego w atmosferze [9].
Według publikacji [10] przy porównaniu emisji spalin z
silników pojazdów benzynowych, w pojazdach zasilanych
CNG następuje zmniejszenie emisji:
– CO o ok. 70 – 90%,
– NMHC o ok. 85%,
– NO x
o ok. 50 – 80%,
– CO 2
o ok. 20%.
W porównaniu z silnikami ZS, stosowanie CNG zmniejsza
emisję:
– CO o ok. 70 – 90%,
– NMHC o ok. 90%,
– NO x
o ok. 50%,
– PM o ok. 80 – 100%,
– CO 2
o ok. 20%.
Wydaje się, że powyższe dane nie są jednoznaczne.
Wyniki innych badań prowadzonych w Finlandii [11] w
2009 r. na hamowni podwoziowej w teście Braunschweig
najnowszych autobusów miejskich (spełniających normę
emisji EEF), napędzanych silnikami zasilanymi CNG, potwierdzają
korzystniejszą sytuację w aspekcie emisji NOx
i PM w porównaniu z emisją tych zanieczyszczeń przez
18 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

The analysis of the potential for the use of gaseous fuels...
Fig. 10. Results of the road emission tests from the buses in the Braunschweig test (data from 2009) [11]
Rys. 10. Wyniki badań emisji drogowej zanieczyszczeń autobusów w teście Braunschweig (dane z 2009 r.) [11]
– CO by approximately 70 – 90%,
– NMHC by approximately 90%,
– NO x
by approximately 50%,
– PM by approximately 80 – 100%,
– CO 2
by approximately 20%.
autobusy miejskie z nowoczesnymi silnikami ZS (spełniające
normę emisji EEV) – rys. 10.
Jednak emisja drogowa CO i HC np. dla badanych autobusów
CNG EEV jest nieco większa niż dla autobusów
napędzanych silnikami o zapłonie samoczynnym. Emisja
Fig. 11. Number of particulates in the exhaust gases of the buses examined in the Braunschweig test [11]
Rys. 11. Liczba cząstek stałych w spalinach autobusów badanych w teście Braunschweig [11]
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
19

Analiza możliwości zastosowania gazowych paliw...
Fig. 12. PAH emission in the Braunschweig cycle [11]
Rys. 12. Emisja PAH w spalinach badanych w teście Brunschweig autobusów [11]
It seems, as thought the above data is not entirely unequivocal.
The results of other research conducted in Finland
[11] in 2009 on a chassis dynamometer in the Braunschweig
test on modern city buses (EEF compliant) fitted with CNG
engines, confirm the more advantageous situation in the
aspect of the NO x
and PM emission as compared to the
emission of these components by modern buses fitted with
diesel engines (EEV compliant) – Fig. 10.
Yet, the road emission of CO and HC e.g. for the tested
CNG EEV buses is a bit higher than it is in the case of buses
fitted with diesel engines. The road emission of CO 2
is also
a bit higher (by approximately 14%). Using compressed
biomethane CBG instead of CNG, which is almost a 100%
renewable fuel, could eliminate this. This is confirmed by
the analyses conducted within the European project Baltic
Biogas Bus.
The conclusions from the here presented investigations
behoove the authors to state that [11]:
– currently homologated buses fitted with CNG engines are
characterized by a lower emission of NO x
and PM and in
the case of EEV they preserve the values obtained during
homologation that are stable in operation,
– all buses (vehicles) fitted with CNG engines are characterized
by a very low emission of PM,
– using methane for fueling of the bus engines (vehicles)
provides substantial benefits in terms of PM emission
(Fig. 11), aldehyde emissions, PAH (polycyclic aromatic
hydrocarbons; Fig. 12) and direct NO 2
emission,
– a downside of CNG use is a bit higher energy consumption
as compared to diesel oil.
drogowa CO 2
jest także nieco większa (o ok. 14%). Można
to wyeliminować, stosując zamiast CNG do zasilania silnika
autobusu sprężony biometan (CBG), będący niemal w 100%
paliwem odnawialnym. Potwierdzają to analizy prowadzone
w ramach europejskiego projektu Baltic Biogas Bus.
Wnioski z przedstawionych tu badań upoważniają m.in.
do stwierdzenia, że [11]:
– obecnie homologowane autobusy napędzane silnikami
zasilanymi CNG charakteryzują się mniejszą emisją NO x
i PM, zaś w wykonaniu EEV zachowują wykazywane
podczas homologacji wartości emisji zanieczyszczeń,
stabilne podczas eksploatacji,
– wszystkie autobusy (pojazdy) napędzane silnikami zasilanymi
CNG charakteryzują się bardzo małą emisją PM,
– wykorzystywanie metanu do zasilania silników autobusów
(pojazdów) daje znaczące korzyści w postaci małej
liczby cząstek stałych (rys. 11), emisji aldehydów, PAH
(policyklicznych węglowodorów aromatycznych; rys. 12)
i bezpośredniej emisji NO 2
,
– wadą stosowania CNG jest nieco większe zużycie energii
w porównaniu ze stosowaniem ON.
W kwestii ekologiczności paliwa CNG należy jeszcze
poruszyć temat hałasu generowanego przez pojazdy NGV.
Otóż silniki pojazdów zasilanych CNG pracują znacznie
ciszej niż silniki zasilane benzyną czy olejem napędowym.
Ma to ogromne znaczenie zwłaszcza w gęstej zabudowie
miast, przy dużym natężeniu ruchu drogowego. Prowadzone
badania potwierdzają zmniejszenie poziomu hałasu dla
pojazdów NGV w granicach 1 – 3 dB. W praktyce oznacza
to, że z odległości 7 m od przejeżdżającego pojazdu hałas
20 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

The analysis of the potential for the use of gaseous fuels...
In terms of CNG ecology we also need to discuss
the question of noise generated buy NGV vehicles. The
engines fueled with CNG are much more quiet than gasoline
or diesel engines. This is of particular importance
especially in densely populated downtown areas at high
traffic congestion. The performed research confirms a
reduction of noise of the NGV vehicles from 1 – 3 dB. In
practice that means that from a distance of 7 Meters from
a passing bus the noise generated by vehicles fueled with
natural gas is 40% lower as compared to conventional
diesel engines.
With its unquestioned ecological advantages natural gas
is also one of the cheapest fuels used in transport available
in the market.
6. Potential applications of natural gas in Polish
automotive transport
The potential applications of natural gas in Polish transport
are in the following sectors:
– city bus transit– large operators in the fist place,
– private bus carriers,
– taxi corporations,
– mail transport,
– logistics services,
– municipal services (garbage trucks, water trucks),
– railroad – shunting locomotives,
– marine transport – marine engines (including LNG
fueled).
7. The place and the role of the city bus transit in
the Polish transport system
Bus transit is one of the most important elements of the
Polish public transport in the cities.
In Poland for the total number of 850 cities, public city
transit operates in 300 of them, 280 of which is exclusively
bus transit. Throughout the years the use of public transit
has been decreasing. In 2009 the public city transit was
3779 million passengers, which was 93% of the figure from
2008 [2, 3].
The total seating and standing capacity in the public
transit vehicles in Poland as at the end of 2009 was 1774,5
thousand, 1283,7 thousand in the buses and 473,6 thousand
in the trams. This number has not been drastically changed
in recent years.
The bus inventory in the city transit in Poland (city bus
operators employing more than 9 persons) as at the end of
2009 was 11 755 vehicles. The total mileage of this fleet was
691 774 thousand vehicle-kilometers. An average mileage
of a single bus per annum was 74 537 km.
The highest annual mileage of a city bus in 2009 was in
the Mazowieckie province: 80 431 km and the lowest in the
Podkarpackie province – 58 707 km at the national average
of 74 537 km [4].
8. Advantages and disadvantages of maintaining
of a CNG fleet
The advantages of the use of CNG as a fuel are as follows
[14 – 16]:
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
jest mniejszy o ok. 40% dla pojazdów zasilanych gazem
ziemnym w porównaniu z pojazdami wyposażonymi w
silniki ZS.
Przy swoich niekwestionowanych zaletach ekologicznych
gaz ziemny jest również jednym z najtańszych dostępnych
na rynku paliw wykorzystywanych w transporcie
samochodowym.
6. Potencjalne możliwości zastosowań gazu
ziemnego w transporcie samochodowym
w Polsce
Potencjalne możliwości wykorzystania gazu ziemnego w
polskim transporcie dotyczą następujących sektorów:
– miejski transport autobusowy – przede wszystkim duże
zajezdnie autobusowe,
– prywatni przewoźnicy autobusowi,
– korporacje taksówkowe,
– transport poczty,
– firmy kurierskie,
– gospodarka komunalna (np. śmieciarki, polewaczki),
– kolej – lokomotywy manewrowe,
– transport morski – silniki okrętowe (także zasilane
LNG).
7. Miejsce i rola miejskiej komunikacji
autobusowej w polskim systemie
transportowym
Komunikacja autobusowa pozostaje najważniejszym
elementem systemu transportu publicznego obsługującego
potrzeby przewozowe w polskich miastach.
W Polsce na ogólną liczbę 850 miast, miejska komunikacja
publiczna funkcjonuje w 300 miastach, z tego w ponad 280
miastach oparta jest wyłącznie na transporcie autobusowym. Od
wielu lat zmniejszają się przewozy osób środkami miejskiego
transportu publicznego. W roku 2009 przewozy pasażerów
komunikacją miejską w kraju wyniosły 3779 mln pasażerów,
co stanowiło 93% przewozów w roku 2008 [2, 3].
Ogólna liczba miejsc w pojazdach komunikacji publicznej
w Polsce wyniosła wg stanu na koniec 2009 r. 1774,5
tys., w tym 1283,7 tys. miejsc w autobusach i 473,6 tys.
miejsc w tramwajach. Liczba ta w ostatnich latach nie uległa
zasadniczym zmianom.
Stan inwentarzowy autobusów w transporcie miejskim
w Polsce (w przedsiębiorstwach i zakładach komunikacji
miejskiej zatrudniających powyżej 9 osób) w końcu 2009
r. wyniósł 11 755 pojazdów. Łączny przebieg tego taboru
wyniósł 691 774 tys. wozokilometrów. Przeciętny przebieg
jednego autobusu w ciągu roku wyniósł 74 537 km.
Największy średni roczny przebieg autobusu miejskiego
w 2009 r. osiągnięto w województwie mazowieckim: 80 431
km, a najniższy w województwie podkarpackim – 58 707
km, przy średniej krajowej 74 537 km [4].
8. Zalety i wady taboru zasilanego gazem
ziemnym
Jako zalety wykorzystywania gazu ziemnego w transporcie
autobusowym wymienia się [14 –16]:
21

Analiza możliwości zastosowania gazowych paliw...
– low fuel cost in the average cost of 1 vehicle-kilometer as
compared to traditional diesel oil,
– lower exhaust emissions,
– reduced engine noise.
The disadvantages of the use of CNG as a fuel are:
– low availability of the fueling stations,
– limited bus range (in kilometers),
– higher purchasing costs of the fleet,
– complicated registration procedures of the buses,
– limited availability of repair shops and spare parts/consumables,
– the threat of reducing of the tax relieves related to gaseous
fuel.
9. Current NGV situation in Poland
The ideas related to the use of natural gas as a vehicle
fuel in Poland have had their history. They have been mostly
related to the public bus transit. The first fueling stations
were built in the 1950s of the last century (Krosno, Rzeszów,
Tarnów, Mysłowice, Zabrze, Gliwice, Sosnowiec, Bielsko-
Biała). A significant input in the development of CNG vehicles
had the Sanok Division of the GNiG PGNiG (Polish
natural gas provider) that in 1950 and 1960 of the last century
had a large fleet of vehicles fueled with CNG (Star, Dodge)
for which they had a fueling station in Krosno. In 1970 all
stations were disassembled (the last one in Gliwice) due to
an adverse ratio of the prices of gasoline and natural gas.
The end of the 1980s and beginning of the 1990s of the
last century
At the end of the 1980 of the last century the ideas of
fueling buses with CNG found its advocates again. Once
more, the Sanok facility in 1988 (at its own expense) built
a CNG fueling station.
Kraków
In 1993 professional CNG fueling stations were opened
in Krakow (and Warsaw) of the pumping efficiency of 600
m 3 /h. In Krakow 6 buses were operated until July 1999.
Unfortunately these buses were deteriorated (even 16 years
old) and as there was no money for new fleet the project
came to an end.
Rzeszów
Przedsiębiorstwo Transportu Handlu Wewnętrznego (The
Domestic Trade Transport Company) in Rzeszow in 1989
became interested in natural gas as a vehicle fuel and 18 used
vehicles were converted to CNG fueling (Żuk, Polonez, Star,
Fiat). Unfortunately in the time of structural changes PTHW
seized to exist and the gasification of the fleet was stopped. In
2004 once again natural gas became of interest in Rzeszów
and in March of that year two modern buses were operated on
this fuel (Jelcz with composite tanks on the roof).In the Bus
depot in Rzeszów at Lubelska Street a public CNG fueling
station was opened. The station is owned by the Rzeszów
Gas Company; it has a compressor of the efficiency of 300
m3/h – manufactured by an English company AirCom. Later,
with the help of NGV Autogas company from Krakow more
buses were converted to the CNG fueling.
– niższy koszt paliwa gazowego w średnim koszcie 1
wozokilometra przebiegu w porównaniu z wariantem
stosowania oleju napędowego,
– mniejszą emisję substancji szkodliwych do atmosfery,
– mniejszy hałas pracy silnika.
Wadami wykorzystywania gazu ziemnego w transporcie
autobusowym są:
– trudny dostęp do stacji tankowania,
– ograniczony zasięg autobusu,
– wyższe koszty zakupu taboru,
– skomplikowana rejestracja autobusów,
– ograniczony dostęp do warsztatów i części wymiennych,
– możliwość ograniczenia ulg podatkowych związanych z
paliwem gazowym.
9. Dotychczasowy rozwój NGV w Polsce
Zagadnienia wykorzystania gazu ziemnego do napędu
pojazdów samochodowych mają w Polsce już kilkunastoletnią
tradycję. Z reguły były one i są nadal związane z miejską
komunikacją autobusową.
Pierwsze stacje tankowania powstały w połowie lat 50.
ubiegłego wieku (Krosno, Rzeszów, Tarnów, Mysłowice,
Zabrze, Gliwice, Sosnowiec, Bielsko-Biała). Istotny wkład w
rozwój pojazdów zasilanych gazem ziemnym wniósł Oddział
Sanocki Zakładu GNiG PGNiG, który w latach 50. i 60. XX
w. miał duży tabor samochodowy zasilany gazem ziemnym
(Star, Dodge), i dla których istniała stacja tankowania gazem
ziemnym w Krośnie. W latach 70. zlikwidowano wszystkie
stacje (ostatnią w Gliwicach) z powodu niekorzystnej relacji
cen benzyny w stosunku do cen gazu.
Przełom lat 80. i 90. ubiegłego wieku
Pod koniec lat 80. XX w. idea autobusów napędzanych
gazem ziemnym znalazła ponownie zwolenników. Również
tym razem Sanocki Zakład w 1988 r. (z własnych środków)
uruchomił pilotażową stację tankowania pojazdów gazem
ziemnym.
Kraków
W roku 1993 uruchomiono w Krakowie (i w Warszawie)
profesjonalne stacje tankowania o wydajności 600 m 3 /h.
W Krakowie eksploatowano 6 autobusów do lipca 1999 r.
Niestety, były to zużyte technicznie autobusy (nawet 16-
letnie) i wobec braku decyzji o zakupie nowych autobusów
eksperyment musiał się zakończyć.
Rzeszów
W Przedsiębiorstwie Transportu Handlu Wewnętrznego
(PTHW) w Rzeszowie w 1989 r. zainteresowano się gazem
ziemnym jako paliwem do samochodów i przystosowano do
tego celu 18 używanych samochodów (Żuk, Polonez, Star,
Fiat). Niestety, w dobie przemian strukturalnych PTHW
przestało istnieć, gazyfikację taboru przerwano. W roku 2004
jeszcze raz postanowiono na gaz ziemny w Rzeszowie i od
marca 2004 r. rozpoczęto eksploatację 2 nowoczesnych autobusów
Jelcz (ze zbiornikami kompozytowymi na dachach),
a na terenie bazy MPK w Rzeszowie przy ul. Lubelskiej
uruchomiono ogólnodostępną stację tankowania CNG.
22 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

The analysis of the potential for the use of gaseous fuels...
Przemyśl
The authorities, in collaboration with Sanok PGNiG
(natural gas provider) using their own resources of natural
gas, developed a comprehensive project ‘Przemyśl – a clean
city’ consisting in the replacement of all city buses with CNG
fueled vehicles. Currently, in Przemyśl there are 15 CNG
buses in operation.
Warsaw
The Warsaw Gas Company once again in 1999 undertook
to introduce NGV vehicles on a wide scale based on three
principles:
– there would be no CNG conversions in a used bus fleet,
– the main objective are technical transport and public transit,
– start with ‘your own backyard’.
In 1999 a new fueling station was opened and 19 new
Gas Emergency vehicles were put into operation (they operate
to date).
At the same time as a result of a promotional campaign Warsaw
Gas Company began collaboration with PKS Grodzisk Mazowiecki.
At the same time in Jelcz, the Jelcz bus manufacturer
design works continued on a CNG bus and in September 2000
the first bus was sent to the Warsaw Gas Company and PKS
Grodzisk for trials. After the testing period the manufacturer
introduced necessary changes and PKS Grodzisk Mazowiecki
purchased this first vehicle and as of 1 January 2001 put it into
regular operation. The monthly consumption of natural gas by
Jelcz CNG was a bit over 2000 Nm 3 . The vehicle consumed
on average 43 Nm 3 of natural gas per 100 km.
Wrocław
Wrocław Gas Company upon familiarizing with the Warsaw
Gas Company Experiences purchased several Peugeot
Partner CNG vehicles and built a fueling station and in 2003
extended the fleet of CNG vehicles. Volvo, having their bus
assembly plant in Wrocław, used the CNG Gas Company
fueling station. In 2004 within the premises of Wrocław Gas
Company a new modern and more efficient CNG fueling
station was opened.
Inowrocław
The Inowrocław bus operator in September 2002 built
a CNG fueling station that was used by 6 buses including
Berliet.
Gdańsk
The Gas Company in Gdańsk decided to promote natural
gas as a vehicle fuel through construction of a CNG fueling
station on its premises. 18 Renault Kangoo CNG vehicles
were used. The CNG station was opened in 2004.
Zgorzelec
In Zgorzelec The Gas Company built a two compressor
CNG fueling station. Also other CNG stations were constructed
in Lubań, Kamienna Góra and Jelenia Góra.
Bielsko-Biała and Tychy
In 1991 the adaptation of GPW and RAK vehicles for
CNG fueling was initiated in FSM Bielsko-Biała. By the end
of 1997 in Bielsko-Biała and Tychy 140 of these vehicles
Stacja jest własnością Zakładu Gazowniczego w Rzeszowie;
posiada sprężarkę o wydajności 300 m 3 /h – angielskiej firmy
AirCom. W kolejnych latach przy pomocy firmy NGV Autogas
z Krakowa przystosowano dalsze autobusy miejskie
do zasilania CNG.
Przemyśl
Władze Przemyśla przy współpracy Sanockiego Zakładu
PGNiG, wykorzystując własne złoża gazu ziemnego, opracowały
kompleksowy program „Przemyśl – czyste miasto”, polegający
na wymianie wszystkich autobusów komunikacji miejskiej
na pojazdy zasilane gazem ziemnym. Obecnie w Przemyślu w
eksploatacji jest 15 autobusów zasilanych CNG.
Warszawa
Gazownia Warszawska kolejny raz w 1999 r. podjęła
próbę szerokiego wprowadzenia pojazdów NGV, opierając
się na 3 zasadach:
– żadnych przeróbek instalacji na CNG w użytkowanym,
starym taborze,
– główny cel to transport technologiczny i komunikacja
miejska,
– rozpoczęcie od „własnego podwórka”.
W roku 1999 uruchomiono nową stację tankowania i
do eksploatacji włączono 19 nowych pojazdów pogotowia
gazowego, których eksploatacja trwa.
W tym samym czasie w wyniku kampanii promocyjnej
Gazownia Warszawska pozyskała do współpracy PKS
Grodzisk Mazowiecki. Jednocześnie w Zakładach Autobusowych
Jelcz trwały prace konstrukcyjne zmierzające do
wyprodukowania autobusu zasilanego CNG i we wrześniu
2000 r. taki autobus został na okres prób powierzony Gazowni
Warszawskiej oraz PKS-owi Grodzisk. Po okresie prób
fabryka dokonała stosownych modyfikacji, a PKS Grodzisk
Mazowiecki zakupił tenże pierwszy autobus i od 1 stycznia
2001 r. skierował do regularnej eksploatacji. Miesięczne
zużycie gazu ziemnego przez autobus Jelcz CNG wyniosło
nieco ponad 2000 Nm 3 . Autobus zużywał średnio 43 Nm 3
gazu ziemnego na 100 km przebiegu.
Wrocław
Gazownia Wrocławska po zapoznaniu się z doświadczeniami
Gazowni Warszawskiej zakupiła kilka samochodów
Peugeot Partner CNG oraz uruchomiła stację tankowania,
a w 2003 r. zwiększyła liczbę posiadanych pojazdów CNG.
Koncern Volvo posiadający we Wrocławiu montownię autobusów
korzystał ze stacji tankowania CNG w Gazowni. W
roku 2004 na terenie Gazowni Wrocławskiej przekazano do
eksploatacji nową, wydajniejszą stację tankowania CNG.
Inowrocław
Przedsiębiorstwo Komunikacyjne w Inowrocławiu we
wrześniu 2002 r. uruchomiło stację tankowania autobusów
gazem ziemnym, z której korzystało 6 przystosowanych do
tego celu autobusów m.in. marki Berliet.
Gdańsk
Gazownia w Gdańsku zdecydowała się promować gaz
ziemny jako paliwo samochodowe poprzez budowę stacji
tankowania CNG na terenie Gazowni Gdańskiej. Eksploato-
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
23

Analiza możliwości zastosowania gazowych paliw...
were converted. Currently there are several hundred of them.
A dramatic improvement of the working conditions in the
production halls was obtained and the costs of the adaptation
returned after one year.
Natural gas was applied because:
– of easy room ventilation as compared to LPG (Liquefied
Petroleum Gas) because natural gas is lighter than air,
– it has been agreed that natural gas is the safest option,
– natural gas is cheaper than propane-butane (LPG).
10. Natural gas as an engine fuel in Poland
In the beginning of 2008 the number of vehicles adapted
for compressed natural gas fueling in Poland was estimated
at approximately 750 and in 2010 approximately 1800. The
majority were passenger vehicles, light duty trucks (approximately
1500 units) and buses.
In the beginning of 2008 in Poland there were 27 CNG
fueling stations. In the end of September 2010 there were 34
operative public CNG stations and stations under construction
[15]. Besides, there were 14 non-public CNG stations
in Poland.
Out of the generally available CNG stations only 12
were open 24/7.
As of 3 August 2010 in Poland 274 CNG buses serve
passengers in 22 Polish cities through 23 carriers: Dębica 6
units, Dzierżoniów 4 units, Elbląg 11 units, Gdynia 14 units,
Inowrocław 10 units, Komorniki 2 units, Kraków 5 units,
Lublin 2 units, Mielec 7 units, Mysłowice 8 units, Oława 1
unit, Przemyśl 15 units, Radom 39 units, Rzeszów 40 units,
Słupsk 5 units, Tarnów 32 units, Toruń 3 units, Tychy 18 units,
Wałbrzych 33 units, Wrocław 4 units, Zamość 18 units [16].
Mostly these are domestically manufactured buses: Jelcz
with CNG fueling system fitted, imported used Volvo buses
from western Europe and Solaris and MAN buses with factory
fitted CNG fueling system.
11. Conclusions
The environment protection, fuel supply diversification and
skyrocketing prices of crude oil in the world markets result in
that new energy carriers are sought after in all branches of the
economy including transport. Natural gas is one of the energy
carriers, whose resources outnumber the ones of crude oil and
relative emissions resulting from its combustion are lower than
the emission from the combustion of crude oil derivatives.
Natural gas as a fuel used in transport is also characterized
by:
– lower price as compared to crude oil fuels,
– lower emission level from engines fueled with this gas,
– lower noise level from the engine fueled with this gas.
The downsides of this fuel are:
– limited number and locations of the fueling stations,
– limited vehicle range (in kilometers) as compared to the
range of vehicles fueled with crude oil fuels,
– higher costs of purchasing of the vehicles,
– more complicated vehicle registration procedures,
– somewhat limited availability of repair shops, spare parts
and consumables,
– limited tax relieves related to this gaseous fuel.
wano 18 samochodów Renault Kangoo CNG. W roku 2004
nastąpiło otwarcie stacji tankowania.
Zgorzelec
W Zgorzelcu Spółka Gazownicza uruchomiła stację
tankowania z dwoma sprężarkami. Uruchomiono też stacje
tankowania w Lubaniu, Kamiennej Górze i Jeleniej Górze.
Bielsko-Biała i Tychy
W roku 1991 rozpoczęto dostosowywanie wózków
GPW oraz RAK w FSM Bielsko-Biała do zasilania ich
silników gazem ziemnym. Do końca 1997 r. przerobiono
w Bielsku-Białej i Tychach 140 wózków. Aktualnie jest ich
kilkaset. Uzyskano radykalną poprawę warunków pracy w
halach fabrycznych oraz zwrot kosztów adaptacji wózków
po jednym roku.
Gaz ziemny zastosowano z uwagi na:
– łatwą w porównaniu z LPG (Liquefied Petroleum Gas)
wentylację hal (gaz ziemny jest lżejszy od powietrza),
– uznano, że gaz ziemny jest najbezpieczniejszy,
– fakt, że gaz ziemny był tańszy od propan-butanu (LPG).
10. Gaz ziemny jako paliwo silnikowe w Polsce
Na początku 2008 r. liczbę samochodów w Polsce przystosowanych
do zasilania sprężonym gazem ziemnym szacowano
na około 750, a w 2010 r. na ok. 1800. Większość stanowiły samochody
osobowe i dostawcze (ok. 1500 szt.) oraz autobusy.
Na początku 2008 r. w Polsce istniało 27 stacji tankowania
CNG. W końcu września 2010 r. były w Polsce 34
dostępne publiczne stacje tankowania CNG oraz stacje w
budowie [15]. Oprócz tej liczby w Polsce funkcjonowało 14
stacji tankowania CNG niedostępnych publicznie.
Spośród ogólnodostępnych stacji tankowania CNG
jedynie 12 było czynnych przez całą dobę.
Według stanu na dzień 3 sierpnia 2010 r. w Polsce 274
autobusy zasilane CNG obsługują pasażerów w 22 polskich
miastach, u 23 przewoźników: Dębica 6 szt., Dzierżoniów
4 szt., Elbląg 11 szt., Gdynia 14 szt., Inowrocław 10 szt.,
Komorniki 2 szt., Kraków 5 szt., Lublin 2 szt., Mielec 7 szt.,
Mysłowice 8 szt., Oława 1 szt., Przemyśl 15 szt., Radom 39
szt., Rzeszów 40 szt., Słupsk 5 szt., Tarnów 32 szt., Toruń
3 szt., Tychy 18 szt., Wałbrzych 33 szt., Wrocław 4 szt.,
Zamość 18 szt. [16].
W większości są to krajowe autobusy marki Jelcz, z zabudowaną
instalacją CNG, sprowadzane używane autobusy
Volvo z krajów Europy Zachodniej oraz Solarisy czy MAN-y
z instalacją fabryczną.
11. Podsumowanie
Przesłanki ochrony naturalnego środowiska człowieka,
kwestie dywersyfikacji zaopatrzenia w paliwa
oraz zmiany cen ropy naftowej na światowym rynku
są przyczyną poszukiwania nowych nośników energii
w gospodarce, w tym także w transporcie. Jednym z
nośników energii, którego zasoby przewyższają zasoby
ropy naftowej, a względna emisja zanieczyszczeń
powstających w wyniku spalania jest niższa od emisji
spalin pochodzących ze spalania produktów z ropy naftowej,
jest gaz ziemny.
24 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

The analysis of the potential for the use of gaseous fuels...
Albeit, the technology of vehicle propulsion (used particularly
in all types of municipal fleets- buses in the first
place) with CNG engines is the technology of the future.
A particularly interesting solution in this case is the use
of a substitute of natural gas – its physical and chemical
equivalent manufactured from waste material – biomethane.
The utilization of municipal waste from waste disposal
sites or the sediments from sewage farms is the cheapest
option as a result of which a fuel is generated while much
burdensome waste is at the same time utilized, as is evidenced
by the reports within the European project Baltic
Biogas Bus.
The development of gas technologies for the propulsion
of means of transport is directly dependent on the policy of
the state government, in the fiscal aspect in particular.
Necessary investments in the vehicle fleet and the repair
and maintenance infrastructure require clearly defined and
stable financial background. The background financial conditions
need to be of preferential nature for the users as gas
technologies based on biomethane:
– are more environment friendly through both limited
exhaust emissions (including noise), and simultaneous
utilization of various types of waste,
– result in increased diversification of fuels used in transport
and they also contribute to decreasing of the energy
dependence on external sources,
– increase the use of agro-technical potential of the Polish
farms (in the case of biomethane production from agricultural
materials),
– contribute to generating employment in the production
replacing the imported fuels,
– facilitate the obtainment of the level of use of renewable
energy as set out for Poland by the EU.
It is noteworthy that in the communication of the Commission
to the European Parliament, European Council
and the European Social-Economic Committee, dated
28 April 2010 [17] biogas (biomethane) is listed, next to
electrical energy, hydrogen and mixtures of high liquid
biofuel content, as one of the elements of the strategy of
realization of the priorities of the Europe 2020 initiative
– „Europe efficiently using its resources”. The scheme
was adopted on 17 June 2010 on the meeting of the European
Council.
A similar stance in the global aspect is presented in the
‘Strategy of green growth’ developed by OECD.
Besides in [18] it is forecasted that biomethane will be an
alternative fuel for passenger vehicles, light duty vehicles,
heavy duty urban vehicles and heavy duty long-distance
vehicles in a short term (2020), mid term (2030) and long
term (2050 – only passenger vehicles – light duty vehicles
and heavy duty urban vehicles).
The realization of the European project Baltic Biogas
Bus, currently underway in collaboration with Motor Transport
Institute will certainly facilitate the use of biomethane
in city buses following Sweden or Norway.
Gaz ziemny jako paliwo transportowe charakteryzuje
się ponadto:
– niższą ceną w porównaniu z cenami paliw ropopochodnych,
– możliwością zapewnienia niższego poziomu emisji zanieczyszczeń
z silników zasilanych tym paliwem,
– niższym poziomem emitowanego hałasu przez silniki
zasilane tym paliwem.
Do wad napędu silnika gazem ziemnym należą:
– ograniczona w kraju liczba i lokalizacja punktów poboru
paliwa,
– ograniczony zasięg pojazdu w porównaniu z zasięgiem
pojazdów zasilanych paliwami ropopochodnymi,
– wyższe koszty zakupu pojazdów,
– bardziej skomplikowana procedura rejestracji pojazdów,
– w pewnym stopniu ograniczony dostęp do warsztatów i
części wymiennych,
– ograniczenia ulg podatkowych związanych z paliwem
gazowym.
Nie zmienia to faktu, że technologia napędu pojazdów
samochodowych (szczególnie różnego typu taboru miejskiego,
w tym przede wszystkim autobusów) gazem ziemnym
jest technologią przyszłościową.
Szczególnie interesującym w tym względzie rozwiązaniem
jest wykorzystanie zamiennika gazu ziemnego
– jego fizykochemicznego odpowiednika produkowanego
z surowców odpadowych – biometanu. Wykorzystywanie
odpadów komunalnych z wysypisk śmieci czy też osadów
z oczyszczalni ścieków jest tu najtańszym rozwiązaniem, w
wyniku którego powstaje w pełni użyteczne paliwo transportowe
przy jednoczesnej utylizacji kłopotliwych odpadów,
jak pokazują to m.in. opracowania w ramach europejskiego
projektu Balic Biogas Bus.
Rozwój gazowych technologii napędu środków transportowych
jest w sposób bezpośredni uzależniony od
polityki państwa, w tym przede wszystkim w jej wymiarze
fiskalnym.
Niezbędne inwestycje zarówno w tabor, jak i w zaplecze
obsługowo-naprawcze wymagają jasno zdefiniowanych i
przede wszystkim stabilnych uwarunkowań finansowych.
Warunki te powinny mieć charakter preferencyjny, ponieważ
technologie gazowe, w tym przede wszystkim oparte
na biometanie:
– zapewniają lepszą ochronę środowiska naturalnego zarówno
przez ograniczenie emisji zasadniczych toksyn z
silników spalinowych (i hałasu), jak również przez utylizację
różnego typu odpadów,
– zwiększają dywersyfikację paliw zużywanych przez transport,
w tym przyczyniają się do zmniejszenia zależności
energetycznej kraju od dostaw zewnętrznych,
– zwiększają (w przypadku produkcji biometanu z surowców
rolniczych) wykorzystanie potencjału agrotechnicznego
polskiego rolnictwa,
– przyczyniają się do tworzenia nowych miejsc pracy związanych
z produkcją zastępującą paliwa importowane,
– ułatwiają osiągnięcie poziomu użytkowania energii odnawialnej
wyznaczonego dla Polski przez UE.
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
25

Analiza możliwości zastosowania gazowych paliw...
Bibliography/Literatura
[1] European Project Baltic Biogas Bus.
[2] GUS „Transport. Wyniki działalności w 2009 r.” , s. 78.
[3] GUS „Transport. Wyniki działalności w 2009 r.”, s. 182.
[4] GUS „Transport. Wyniki działalności w 2009 r.”, s. 179.
[5] NGVA Europe.
[6] Wojciechowski A., Chłopek Z., Gis W., Krupiński M., Menes
E., Merkisz J., Waśkiewicz J., Żółtowski A.: Alternative
Powertrains City Busse. 2010 International Conference on
Electric Vehicles. Warsaw University of Technology, July
2010.
[7] Nylund N.O., Erkkilä K., Lappi M., Ikonen M.: Transit bus
emission study: comparison of emissions from diesel and natural
gas buses. Research Report PRO3/P5150/04 15.10.2004.
[8] Nylund N.O., Lawson A.: Exhaust emissions from natural gas
vehicles. Issues related to engine performance, exhaust emissions
and environmental impacts. IANGV Emission Report
2000.
[9] Chłopek Z., Magierski M.: The ecological properties evaluation
of the use natural gas engines to buses in accordance to
the directive on the promotion of clean and energy–efficient
road transport vehicles. VIII International Scientific Conference
“Gas Engines 2010”.
[10] Michałowski R.: Zasilanie CNG alternatywną dywersyfikacji
paliw silnikowych. Dolnośląska Spółka Gazownicza s.p. z
o.o. V Seminarium Sieci Naukowo-Gospodarczej „Energia”,
Wrocław 2007.02.26.
[11] Nylund N.O.: Environmental benefits with biogas buses.
Nordic Biogas Conference. Oslo, 10-12 March 2010.
[12] Podziemski T., Bałut H.: Samochody z napędem CNG, znaczącym
segmentem rynku gazu ziemnego? 2004.
[13] Biuletyn Informacyjny ITS nr 1/2006, za: Polska Gazeta
Transportowa nr 49/2005.
[14] Zieliński M.: Zasilanie CNG alternatywą dywersyfikacji
paliw silnikowych. Dolnośląska Spółka Gazownicza s.p. z
o.o. V Seminarium Sieci Naukowo-Gospodarczej „Energia”,
Wrocław 2007.02.26.
[15] www.cng.auto.pl
[16] www.cng.auto.pl/pojazdy/pojazdy-autobusy/pojady-autobusycng-polska
[17] COM (2010) 186
[18] European alternative fuel strategy in the Clean Transport
Systems Initiative. JEG “Transport & Environment”.
Warto przy tym wspomnieć, że w Komunikacie Komisji
Parlamentu Europejskiego, Rady i Europejskiego Komitetu
Ekonomiczno-Społecznego z 28 kwietnia 2010 r. [17] biogaz
(biometan) wymieniony jest obok energii elektrycznej,
wodoru i mieszanek o wysokiej zawartości biopaliw płynnych
jako jeden z elementów strategii realizacji priorytetów
inicjatywy Europa 2020 – „Europa efektywnie korzystająca
z zasobów”. Program został przyjęty 17 czerwca 2010 r.
podczas posiedzenia Rady Europejskiej.
Analogiczne stanowisko w wymiarze globalnym prezentuje
przygotowywana przez OECD „Strategia Zielonego
Wzrostu”.
Ponadto w publikacji [18] przewiduje się, że biometan
będzie alternatywnym paliwem transportowym dla samochodów
osobowych – „lekkich” pojazdów, „ciężkich”
(miejskich) pojazdów i „ciężkich” (długodystansowych)
pojazdów w okresie krótkoterminowym (2020), okresie
średnioterminowym (2030) i w okresie długoterminowym
(2050 – tylko samochody osobowe – „lekkie” pojazdy i
„ciężkie” (miejskie) pojazdy).
Trwająca obecnie z udziałem Instytutu Transportu Samochodowego
realizacja europejskiego projektu Baltic Biogas
Bus na pewno przybliży możliwości wykorzystania w kraju
biometanu do zasilania autobusów komunikacji miejskiej,
wzorem chociażby Szwecji czy Norwegii.
Część 1 artykułu została opublikowana w numerze
1/2012 Combustion Engines/Silniki Spalinowe.
Paper reviewed/Artykuł recenzowany
Wojciech Gis, DEng. – Head of Environment
Protection Centre in Motor Transport Institute in
Warsaw.
Dr inż. Wojciech Gis – kierownik Centrum Ochrony
Środowiska w Instytucie Transportu Samochodowego
w Warszawie.
e-mail: wojciech.gis@its.waw.pl
Edward Menes, PhD. – Deputy Director for Economic
and Planning in Motor Transport Institute
in Warsaw.
Dr Edward Menes – zastępca Dyrektora ds.
Ekonomiki i Planowania w Instytucie Transportu
Samochodowego w Warszawie.
e-mail: edward.menes@its.waw.pl
Jerzy Waśkiewicz, DEng. – Head of the Economic
Research Department in Motor Transport Institute
in Warsaw.
Dr inż. Jerzy Waśkiewicz – kierownik Zakładu
Badań Ekonomicznych w Instytucie Transportu
Samochodowego w Warszawie.
e-mail: jerzy.waskiewicz@its.waw.pl
26 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

Diagnosing marine turbine engines...
Zbigniew KORCZEWSKI
PTNSS-2012-SS3-303
Diagnosing marine turbine engines
through energy characteristics of their flow sections
The aim of the performed research was to develop of a diagnostic method of the flow section of a marine turbine
combustion engine based on the level of delamination of its energy characteristics. The here adopted diagnostic model
provides for a formulation of the evaluation of the technical conditions based on the measurements of the parameters of
the thermodynamic medium in the characteristic control cross-sections of the flow section of the engine during a steady
engine operation at nominal load. Based on the energy balancing of the individual impeller sets calculations were performed
of their parameters in the form of a distribution of the stream of enthalpy along the flow section. This constituted
the basis for the diagnostic conclusions on the overall technical condition of the engine at the same time enabling the
identification of the spots of greatest energy losses.
Key words: marine turbine combustion engines, energy characteristics of the flow section, diagnostic model
Diagnozowanie okrętowego turbinowego silnika spalinowego
na podstawie charakterystyki energetycznej jego części przepływowej
Istotą przeprowadzonych badań było opracowanie metody diagnozowania części przepływowej okrętowego turbinowego
silnika spalinowego na podstawie stopnia rozwarstwienia jej charakterystyki energetycznej. Przyjęty w artykule model
diagnozowania przewiduje sformułowanie oceny stanu technicznego na podstawie pomiaru parametrów stanu czynnika
termodynamicznego w charakterystycznych przekrojach kontrolnych części przepływowej podczas ustalonej pracy
silnika na obciążeniu nominalnym. Na podstawie bilansowania energetycznego poszczególnych zespołów wirnikowych
przeprowadza się obliczenia ich parametrów podstawowych przedstawianych w postaci rozkładu strumienia entalpii
na długości części przepływowej. Stanowi on podstawę wnioskowania diagnostycznego o ogólnym stanie technicznym
silnika, umożliwiając jednocześnie lokalizację miejsc powstawania największych strat energetycznych.
Słowa kluczowe: okrętowe turbinowe silniki spalinowe, charakterystyka energetyczna części przepływowej, model
diagnozowania
1. Introduction
By the term flow section of the marine turbine engine we
understand the system of its air and exhaust flow channels
limited on one side by the deduster gills and the exhaust gas
diffuser channel (water cooled) on the other – Fig. 1. The
flow section of the engine is characterized by a throughput
depending on its dimensions, flow velocity of the working
medium, technical conditions of the intervane channels and the
connecting channels, the temperature of the flowing working
medium etc. This can be described graphically in the form of
grid characteristics as a relation of the compression and the
mass flow of the working medium
as shown in
Fig. 2. When analyzing the resistance curves of the flow section
we can observe that in each case along the growth of the
mass flow the flow resistance increases continuously.
During operation the resistance characteristics of the flow
section of the turbine engine changes on a continual basis
depending on many operating factors:
– contamination or deterioration (wear) of the surface of the
flow channels,
– increased temperature of the exhaust gases upstream the
turbine ,
– changes in the radial play of the engine impellers,
– changes of the angle in the variable geometry compressors
and turbines,
1. Wprowadzenie
Pod pojęciem części przepływowej okrętowego turbinowego
silnika spalinowego należy rozumieć zespół jego
powietrznych i spalinowych kanałów przepływowych,
ograniczonych z jednej strony płaszczyzną żaluzji wlotu
odpylacza powietrza, z drugiej – płaszczyzną w przekroju
wylotowym (często chłodzonym wodą), dyfuzorowego
kanału spalin wylotowych – rys. 1. Część przepływową
silnika charakteryzuje określona zdolność przepustowa
uzależniona od jej wymiarów geometrycznych, prędkości
przepływu czynnika roboczego, stanu technicznego kanałów
międzyłopatkowych i połączeniowych, temperatury przepływającego
czynnika itd. Można to zobrazować graficznie
w postaci tzw. charakterystyki sieci, jako zależności sprężu
od masowego natężenia przepływu czynnika roboczego
, przedstawionej na rys. 2. Analizując pęk krzywych
oporowych części przepływowej, można stwierdzić, że
w każdym przypadku wraz ze wzrostem masowego natężenia
przepływu opór przepływu nieustannie wzrasta.
W procesie użytkowania charakterystyka oporowa
części przepływowej silnika turbinowego zmienia się w
sposób ciągły, w zależności od wpływu wielu czynników
eksploatacyjnych:
– zanieczyszczenia lub zużycia powierzchni kanałów przepływowych,
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
27

Diagnozowanie okrętowego turbinowego silnika spalinowego...
– actuation of the devices controlling the wastegate system
in the flow section.
2. Energy analysis of a tri-shaft engine
In order to perform a detailed analysis of the technical
conditions of the flow section of the engine in use we need
to divide it into characteristic cross-sections and for such
impeller sets we need to provide energy balancing [4, 7,
8]. The obtained thermodynamic relations containing the
engine basic gas-dynamic parameters, the relations between
the thermodynamic parameters and the structure parameters,
the feed, the control and the distortion vectors allow formulating
a diagnosis on the current technical conditions of
the engine and enable the location of the spots in the flow
section of the engine where energy losses occur. Because
the flow section of the engine exhaust generator is the most
vulnerable engine subcomponent, the technical conditions
of its individual elements need to be evaluated with utmost
accuracy. Hence, most of the works in the field of diagnostics
of turbine engines is devoted to the analysis of phenomena
occurring in the flow section of the engine [2, 3, 5, 6]. Figure
3 presents schematics of a tri-shaft reversing engine with the
control cross-sections of the flow section marked.
From the energy balance of the separate reversing turbine
of the tri-shaft engine it results that under steady states the
sum of the streams of enthalpy of exhaust buildup inflowing
from the exhaust generator and returning to the cooling
air circulation (elements of the reversing mechanism) is
converted into effective power transferred to the vessel’s
driveline less the energy loss in the form of enthalpy of the
exhaust buildup.
This relation can be expressed in the following form:
– podwyższenia temperatury spalin przed turbiną ,
– zmiany wartości luzów promieniowych wirników silnika,
– zmiany kąta nastawnych kierownic sprężarek i turbin,
– przystąpienia do pracy urządzeń sterujących upustem
powietrza z części przepływowej.
Fig. 1. Schematics of the positions of the intake air channels and exhaust
gas ducts in the flow section of the Zorya UGT6000 engine in the hull of
a corvette ‘Tarantula’
Rys. 1. Schemat rozmieszczenia kanałów powietrza dolotowego i spalin
wylotowych części przepływowej silnika Zorya UGT6000 w kadłubie
korwety „Tarantula”
(1)
where: – the stream of enthalpy of the exhaust gas buildup
at the exhaust generator, – the stream of enthalpy
of the exhaust gas buildup at the engine outlet, – the
stream of enthalpy of the air buildup returning to the circulation
from behind low-pressure compressor cooling the return
mechanism actuators of the drive turbine TN, P e
– effective
power of the engine measured on the turbine shaft, –
mechanical efficiency of the drive turbine impeller.
A characteristic feature of modern marine engines is
their complexity of the internal system of air cooling the
flow elements in the turbine section (hot) of the engine. For
example, for a modern tri-shaft engine by General Electric
(LM1600) almost 24% of the air stream mass pushed
through the compressors is fed to the turbine part omitting
the combustor [1, 9].
After converting formula (1) we obtain a dependence of
the engine effective power:
(2)
Fig. 2. Resistance characteristics of the flow section of a turbine combustion
engine: a) increase in the flow resistance, b) calculation conditions,
c) decrease in the flow resistance
Rys. 2. Charakterystyka oporowa (sieci) części przepływowej turbinowego
silnika spalinowego: a) wzrost oporów przepływu, b) warunki
obliczeniowe, c) zmniejszenie oporów przepływu
2. Analiza energetyczna silnika trzywałowego
Aby dokonać szczegółowej oceny stanu technicznego
części przepływowej silnika w eksploatacji, należy ją
umownie podzielić w charakterystycznych przekrojach, a
utworzone w ten sposób zespoły wirnikowe zbilansować
energetycznie [4, 7, 8]. Otrzymane zależności termodynamiczne,
ujmujące podstawowe parametry gazodynamiczne
silnika, znajomość relacji pomiędzy parametrami termodynamicznymi
a parametrami struktury konstrukcyjnej,
znajomość wektorów zasilania, sterowania i zakłóceń
pozwalają na postawienie diagnozy jego aktualnego stanu
technicznego, jak również umożliwiają określenie miejsca
części przepływowej, w której powstają straty energii silnika.
Ponieważ część przepływowa wytwornicy spalin silnika
jest najbardziej newralgicznym podzespołem silnika, stan
28 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

Diagnosing marine turbine engines...
Hence, the engine power
is most of all influenced by:
– the drop of the stream of
enthalpy of the exhaust
gas buildup in the process
of actual decompression in
the drive turbine,
– the stream of enthalpy of
the cooling air returning to
the circulation,
– the mechanical efficiency
of the drive turbine impeller.
If we want to correlate the
gas-dynamic parameters of
the whole engine in terms of
their influence on the power
output, we need to perform
energy balancing for the
impeller sets of the exhaust
gas generator and the combustor.
From the energy balance
of the low-pressure impeller
system it results that:
or
hence
where: P eSNC
, P eTNC
– effective power of: low-pressure compressor
and turbine, – stream of enthalpy of the exhaust
gas buildup at the outlet from the variable geometry vanes
of the low-pressure compressor TNC, – stream of
enthalpy of the air buildup: in the intake cross-section and at
the outlet from the low-pressure compressor SNC, –
mechanical efficiency of the low pressure impeller system.
Substituting dependence (5) to engine effective power
formula (2) we obtain:
From the energy balancing for the low-pressure turbine
variable geometry vanes it results that:
where: – the stream of enthalpy of the exhaust gas
buildup at the outlet from the high-pressure turbine impeller,
Fig. 3. Schematics of the marine turbine combustion engine wit the control cross-sections of the flow section
marked SNC, SWC – low-pressure compressor and high-pressure compressor, TWC, TNC, TN – high-pressure
turbine, low-pressure turbine, drive turbine, KS – combustor
Rys. 3. Schemat ideowy okrętowego turbinowego silnika spalinowego z zaznaczonymi przekrojami kontrolnymi
części przepływowej SNC, SWC – sprężarka odpowiednio: niskiego i wysokiego ciśnienia, TWC, TNC, TN
– turbina odpowiednio: wysokiego, niskiego ciśnienia i napędowa, KS – komora spalania
(3)
(4)
(5)
(6)
(7)
– stream of enthalpy of the returning air buildup from
techniczny jej poszczególnych elementów należy oceniać
szczególnie wnikliwie. Stąd większość publikowanych prac
z dziedziny diagnostyki turbinowych silników spalinowych
poświęcona jest właśnie analizie zjawisk zachodzących
w części przepływowej silnika [2, 3, 5, 6]. Na rysunku 3
przedstawiono schemat ideowy silnika trzywałowego o konstrukcji
nawrotnej z zaznaczonymi przekrojami kontrolnymi
części przepływowej.
Z bilansu energetycznego oddzielnej, nawrotnej turbiny
napędowej silnika trzywałowego wynika, że w stanach pracy
ustalonej suma strumieni entalpii spiętrzenia spalin napływających
z wytwornicy i powracającego do obiegu powietrza
chłodzącego (elementy mechanizmu nawrotu) zamieniona
zostaje na moc efektywną przekazywaną na linię napędową
okrętu, pomniejszoną o stratę energii w postaci strumienia
entalpii spiętrzenia spalin wylotowych.
Zależność tę można zapisać w postaci wzoru (1), gdzie:
– strumień entalpii spiętrzenia spalin na wyjściu z wytwornicy
spalin, – strumień entalpii spiętrzenia spalin
na wyjściu z silnika, – strumień entalpii spiętrzenia
powracającego do obiegu powietrza zza SNC, chłodzącego
wykonawcze elementy mechanizmu nawrotu TN, P e
– moc
efektywna silnika na wale turbiny napędowej, –
sprawność mechaniczna wirnika turbiny napędowej.
Cechą charakterystyczną współcześnie produkowanych
silników okrętowych jest znaczne rozbudowanie
instalacji wewnętrznej powietrza chłodzącego elementy
przepływowe w części turbinowej (gorącej) silnika. Przykładowo,
dla najnowszego silnika trzywałowego firmy
General Electric typu LM1600 prawie 24% strumienia
masy powietrza przetłaczanego w sprężarkach doprowadzane
jest do części turbinowej z pominięciem komory
spalania [1, 9].
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
29

Diagnozowanie okrętowego turbinowego silnika spalinowego...
behind the high-pressure compressor (the air cooling the
variable geometry vanes of the low pressure turbine).
Substituting dependence (7) to engine effective power
formula (6) we obtain:
From the energy balance of the high-pressure impeller
system it results that:
or
hence
(8)
(9)
(10)
(11)
where: P eSWC
, P eTWC
– effective power of: high-pressure compressor
and turbine, – stream of enthalpy of the exhaust
gas buildup at the outlet from the variable geometry vanes
in the high-pressure turbine, – stream of enthalpy
of the returning air buildup from behind the high-pressure
compressor (the air cooling the impeller vanes of the high
pressure turbine), – stream of enthalpy of the air
buildup: in the intake and outlet cross-section of the highpressure
compressor, – mechanical efficiency of the
high-pressure impeller system.
Substituting dependence (11) to engine effective power
formula (8) we obtain:
(12)
From the energy balancing for the high-pressure turbine
variable geometry channel it results that:
(13)
where: – stream of enthalpy of the exhaust gas buildup
at the outlet of the combustor, – stream of enthalpy
of the returning air buildup from behind the high-pressure
compressor (the air cooling the variable geometry vanes of
the high pressure turbine).
Substituting dependence (13) to engine effective power
formula (12) we obtain:
Po przekształceniu wzoru (1) otrzymuje się zależność na
moc efektywną silnika – wzór (2).
Tak więc na moc silnika ma wpływ przede wszystkim:
– spadek strumienia entalpii spiętrzenia spalin, w procesie
rzeczywistego procesu rozprężania w turbinie napędowej,
– strumień entalpii spiętrzenia powietrza chłodzącego, powracającego
do obiegu,
– sprawność mechaniczna wirnika turbiny napędowej.
Chcąc powiązać ze sobą parametry gazodynamiczne całego
silnika, w sensie ich wpływu na moc wyjściową, należy
zbilansować energetycznie zespoły wirnikowe wytwornicy
spalin oraz komorę spalania.
Z bilansu energetycznego zespołu wirnikowego niskiego
ciśnienia wynika wzór (3) lub (4), stąd (5), gdzie: P eSNC
,
P eTNC
– moc efektywna odpowiednio: sprężarki i turbiny
niskiego ciśnienia, – strumień entalpii spiętrzenia
spalin na wyjściu z kierownicy TNC, – strumień
entalpii spiętrzenia powietrza, odpowiednio: w przekroju
wejściowym silnika i na wyjściu z SNC, – sprawność
mechaniczna zespołu wirnikowego niskiego ciśnienia.
Podstawiając zależność (5) do wyrażenia na moc efektywną
silnika (2), otrzymuje się (6).
Z bilansu energetycznego dla kierownicy turbiny niskiego
ciśnienia wynika wzór (7), gdzie: – strumień entalpii
spiętrzenia spalin na wyjściu z wirnika TWC, – strumień
entalpii spiętrzenia powracającego do obiegu powietrza
zza SWC, chłodzącego łopatki kierownicze TNC.
Podstawiając zależność (7) do wyrażenia na moc efektywną
silnika (6), otrzymuje się wzór (8).
Z bilansu energetycznego zespołu wirnikowego wysokiego
ciśnienia wynika – wzór (9) lub (10), stąd (11), gdzie:
P eSWC
, P eTWC
– moc efektywna odpowiednio: sprężarki i turbiny
wysokiego ciśnienia, – strumień entalpii spiętrzenia
spalin na wyjściu z kierownicy TWC, – strumień entalpii
spiętrzenia powracającego do obiegu powietrza zza SWC,
chłodzącego łopatki wirnikowe TWC, – strumień
entalpii spiętrzenia powietrza, odpowiednio: w przekroju
wejściowym i wyjściowym SWC, – sprawność mechaniczna
zespołu wirnikowego wysokiego ciśnienia.
Podstawiając zależność (11) do wyrażenia na moc efektywną
silnika (8), otrzymuje się (12).
Z bilansu energetycznego dla kierownicy turbiny wysokiego
ciśnienia wynika (13), gdzie: – strumień entalpii
spiętrzenia spalin na wyjściu z komory spalania KS,
– strumień entalpii spiętrzenia powracającego do obiegu
powietrza zza SWC, chłodzącego łopatki kierownicze
TWC.
Podstawiając zależność (13) do wyrażenia na moc
efektywną silnika (12), otrzymuje się (14) lub (15), gdzie:
– izentropowe spadki entalpii
spiętrzenia strumienia spalin odpowiednio w: TWC,
TNC i TN,
– sprawności
procesów rozprężania i sprężania czynnika roboczego w
sprężarkach i turbinach silnika, wyrażone w parametrach
30 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

Diagnosing marine turbine engines...
or
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
(14)
(15)
where:
– isentropic drops
of the enthalpy of the stream of exhaust buildup in: highpressure
turbine, low-pressure turbine and drive turbine,
– the efficiencies of the
processes of compressing and decompressing of the working
medium in the engine compressors and turbines expressed
in the buildup parameters,
– proper work of
the isentropic process of compression in: high-pressure compressor
and low-pressure compressor,
– stream of mass of the compressed air in: high-pressure
compressor and low-pressure compressor.
After a conversion of expression (15) and taking into
account the dependencies connecting its individual basic
elements, the formula for the engine power output has the
following form:
(16)
where: c pspalTWC
, c pspalTNC
, c pspalTN
, c ppowSNC
, c ppowSWC
, c ppowS
–
mean specific heat in the range of isentropic processes of
compression and decompression of the working medium
in: high-pressure turbine, low-pressure turbine, drive
turbine, low-pressure compressor, high-pressure compressor
and both compressors,
spiętrzenia,
–praca właściwa izentropowego
procesu sprężania odpowiednio w: SWC i SNC,
– strumień masy powietrza sprężanego
odpowiednio w: SWC i SNC.
Po przekształceniu wyrażenia (15) i uwzględnieniu zależności
wiążących jego poszczególne człony podstawowe,
wzór na moc obliczeniową silnika przyjął postać (16), gdzie:
c pspalTWC
, c pspalTNC
, c pspalTN
, c ppowSNC
, c ppowSWC
, c ppowS
– średnie
ciepła właściwe spalin rzeczywistych i powietrza w zakresie
izentropowych procesów rozprężania i sprężania czynnika
roboczego odpowiednio w: TWC, TNC, TN, SNC, SWC i
obu sprężarkach,
– strumień
masy spalin rozprężanych odpowiednio w: TWC, TNC i
TN,
– umowny wykładnik
potęgowy równy dla zakresów temperaturowych
poszczególnych zespołów wirnikowych, –
stosunek ciśnień w turbinie odpowiednio: TWC, TNC i TN,
– spręż sprężarki odpowiednio: SWC i SNC,
– temperatury bezwzględne
spiętrzonego strumienia czynnika roboczego w przekrojach
kontrolnych silnika, A21, AT1, AT2, AT3 – względne udziały
masowe powracającego do obiegu strumienia powietrza
chłodzącego łopatki turbin i mechanizm nawrotu oddzielnej
turbiny napędowej.
Z formuły (16) opisującej zależność mocy trzywałowego
silnika turbinowego z oddzielną turbiną napędową można
wyciągnąć następujące, ogólne wnioski, które w sposób
logiczny porządkują zagadnienie diagnozowania części przepływowej:
moc efektywna uzyskiwana na wale wyjściowym
silnika jest funkcją:
– strumienia masy czynnika roboczego, zdeterminowanego
przede wszystkim doskonałością kształtu i stanem
powierzchni kanałów przepływowych, a także stanem
kanałów transportujących powietrze chłodzące do części
turbinowej z pominięciem komory spalania,
– średniego ciepła właściwego powietrza i spalin, a wiec
składu spalin i rozkładu temperatury wzdłuż części przepływowej
silnika,
– efektywnych sprawności maszyn wirnikowych, które
odzwierciedlają doskonałość procesów przekształcania
energii w sprężarkach i turbinach.
3. Charakterystyka energetyczna części
przepływowej
W procesie eksploatacji silnika okrętowego przeprowadza
się systematyczną ocenę stanu technicznego
według analizy trendów zmian charakterystyki energetycznej
jego części przepływowej – rys. 4 [7, 8]. Stanowi
ona rozkład strumienia entalpii czynnika roboczego
wzdłuż kanału przepływowego
, który jest
sporządzony na podstawie bilansowania energetycznego
poszczególnych maszyn przepływowych dla ustalonego
zakresu obciążenia, najczęściej dla 1.0 P nom
. Określany w
wyniku badań eksperymentalnych tzw. stopień rozwarstwienia
charakterystyki energetycznej w poszczególnych
przekrojach kontrolnych silnika x–x wyznacza miarę
31

Diagnozowanie okrętowego turbinowego silnika spalinowego...
– stream of mass of the decompressed exhaust in: highpressure
turbine, low-pressure turbine and drive turbine,
– arbitrary power index
equal to for temperature ranges of the individual
impeller systems,
– ratio of pressures in
the turbine: high-pressure turbine, low-pressure turbine and
drive turbine,
– compression of the compressor
of: high-pressure compressor and low-pressure compressor,
– absolute temperatures of the
built-up working medium in the control cross-sections of
the engine, A21, AT1, AT2, AT3 – relative mass shares of
the returning air stream that cools the turbine vanes and the
returning mechanism of the separate drive turbine.
From formula (16) describing the dependence of the
power of the tri-shaft turbine engine with a separate drive
turbine we can draw the following general conclusions that
logically sort out the issue of diagnosing of the flow section
of the engine: the effective power measured on the engine
shaft is a function of:
– the stream of mass of the working medium, determined
by the perfection of the shape and condition of the flow
channel walls as well as the condition of
the channels transporting the cooling air to
the turbine section omitting the combustor;
– mean specific heat of the air and exhaust
gases, hence the composition of the exhaust
and temperature distribution along
the flow section of the engine;
– effective impeller machine efficiencies
that reflect the perfection of the processes
of energy conversion in compressors and
turbines.
3. Energy characteristics of the flow
section of the engine
In the process of marine engine operation a
regular evaluation of the technical condition is
carried out following the analysis of the trends
in the changes of the energy characteristics of
its flow section – Fig. 4 [7, 8]. It is the distribution
of the stream of enthalpy of the working
medium along the flow channel
that is made based on the energy balance of
the individual flow machines for a set range of
loads, most frequently for 1.0 P nom
. The level
of delamination of the energy characteristics
in individual control sections of the engine
x–x determined in experimental research sets
out the measure of the generalized diagnostic
parameter calculated from the dependence:
uogólnionego parametru diagnostycznego obliczanego
z zależności (17).
Na tej podstawie można scharakteryzować badany silnik
pod wpływem konsekwencji zmian stanu technicznego
części przepływowej, wskutek jej zanieczyszczenia lub
zużycia, na rozdział dysponowanego spadku entalpii na
turbiny silnika oraz moc na wale wyjściowym.
Charakterystyka energetyczna części przepływowej,
zaprezentowana na rys. 4, wykonana została na podstawie
wyników badań eksperymentalnych seryjnego silnika Zarya
typu UGT600, w ramach prób ruchowych okrętu w morzu.
Pomiary parametrów gazodynamicznych przeprowadzono w
dwóch stanach silnika różnych od siebie: przed i po myciu
części przepływowej.
Analiza porównawcza obliczonych rozkładów zmian
strumienia entalpii czynnika roboczego dla silnika
fabrycznie nowego i tego samego silnika w dwóch rozpatrywanych
stanach części przepływowej potwierdziła
szczególną wrażliwość wielostopniowych sprężarek
osiowych na wzrost chropowatości powierzchni bardzo
zanieczyszczonych kanałów międzyłopatkowych.
Względne zmiany strumienia entalpii w części sprę-
(17)
Based on the above we can characterize
the tested engine in terms of the consequence
Fig. 4. Schematics of the flow section of the Zorya UGT6000 engine with the distribution of
the stream of enthalpy of the working medium in the characteristic control cross-sections
Rys. 4. Schemat ideowy części przepływowej silnika Zorya UGT6000 z rozkładem strumienia
entalpii czynnika roboczego w charakterystycznych przekrojach kontrolnych
32 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

Diagnosing marine turbine engines...
of changes of the technical conditions of its flow section as a
result of its contamination or wear on the distribution of the
decrease of enthalpy in the engine turbines and the influence
on the power output measured on the shaft.
The energy characteristics of the flow section presented
in Fig. 4 has been performed based on the results of experimental
research of a serially manufactured Zarya UGT600
engine during the marine vessel trials at sea. The measurements
of the gas-dynamic parameters were performed in two
different engine states: before and after cleaning of the flow
section of the engine.
The comparative analysis of the calculated distributions of
the changes of the stream of enthalpy of the working medium
for a brand new engine analyzed in two different states of the
flow section has confirmed the sensitivity of the multistage
axial compressors to the roughness of the surface of highly
contaminated intervane channels. The relative changes in the
stream of enthalpy in the compressor section are almost twice
as high in comparison to the turbine section.
According to the nature of the distribution of the decrease
of enthalpy onto individual engine turbines, in case of deviation
from the operating parameters as a result of contamination of the
flow section, the greatest decrease in power takes place on the
separate drive turbine (power output) and the smallest on the highpressure
turbine. The drop of the relative value of power of the
high-pressure turbine was 4.47%, low-pressure turbine – 4.88%
and the separate drive turbine – 5.62%. We may expect that at
engine part loads these drops will be much greater, definitely
deteriorating the engine performance and efficiency.
4. Conclusions
The here proposed method of engine diagnostics according
to the nature of the changes of the stream of enthalpy of
the working medium along the flow section of the engine
enables qualitative and quantitative identification of the
technical condition of individual machines.
In order to validate the obtained measurement results,
perform calculations of the basic energy-related parameters
of the engine and obtain information on the quality of the
flow section cleaning process endoscopic investigations
have been carried out twice. It revealed a fairly good effectiveness
of the flow channel cleaning thus confirming
the changes in the technical conditions of the vane profiles
and their consequence in the form of recorded deformations
(delamination) of the energy-related characteristics of the
flow section of the engine.
Paper reviewed/Artykuł recenzowany
Zbigniew Korczewski, DSc., DEng. – professor in
the Faculty of Ocean Engineering and Ship Technology
at Gdansk University of Technology.
Prof. dr hab. inż. Zbigniew Korczewski – profesor
na Wydziale Oceanotechniki i Okrętownictwa
Politechniki Gdańskiej.
e-mail: z.korczewski@gmail.com
żarkowej są prawie dwukrotnie większe niż w części
turbinowej.
Zgodnie z charakterem rozdziału dysponowanego spadku
entalpii na poszczególne turbiny silnika, w przypadku
odchylenia od obliczeniowych parametrów pracy wskutek
zanieczyszczenia części przepływowej, największy spadek
mocy następuje na oddzielnej turbinie napędowej (mocy silnika),
zaś najmniejszy na turbinie wysokiego ciśnienia. Spadek
względnej wartości mocy turbiny wysokiego ciśnienia wynosił
4,47%, turbiny niskiego ciśnienia – 4,88%, a oddzielnej turbiny
napędowej – 5,62%. Można oczekiwać, że na obciążeniach częściowych
silnika spadki te będą znacznie większe, pogarszając
w zdecydowany sposób osiągi i sprawność silnika.
4. Podsumowanie
Zaproponowany w artykule sposób diagnozowania
silnika według charakteru zmian rozkładu strumienia entalpii
czynnika roboczego wzdłuż kanału przepływowego
umożliwia identyfikację stanu technicznego poszczególnych
maszyn pod względem ilościowym i jakościowym.
W celu weryfikacji otrzymanych wyników pomiarowych
oraz przeprowadzonych obliczeń podstawowych parametrów
energetycznych silnika, a także uzyskania informacji
o jakości przeprowadzonego mycia części przepływowej
przeprowadzono dwukrotne badanie endoskopowe. Wykazało
ono dobrą skuteczność oczyszczania kanałów przepływowych,
potwierdzając zmiany stanu technicznego profili
łopatkowych i ich konsekwencje w postaci zarejestrowanych
deformacji (rozwarstwienia) charakterystyki energetycznej
części przepływowej silnika.
Bibliography/Literatura
[1] Balicki W., Korczewski Z., Szczeciński S.: Obszary zastosowań
i tendencje rozwojowe turbinowych silników spalinowych.
Silniki Spalinowe nr 3(130)/2007, s. 3-15.
[2] Balicki W.: Wpływ warunków i zakresów pracy oraz cech termodynamiczno-przepływowych
turbinowych silników odrzutowych
na informację diagnostyczną. WAT, Warszawa 1997.
[3] Błachnio J., Bogdan M.: A non-destructive method to assess
a degree of overheating of gas turbine blades. Journal of Polish
CIMAC. Diagnosis, Reliability and Safety. Vol.2 No. 2.
2007.
[4] Cohen H., Rogers G.F.C., Saravanamuttor H.I.H.: Gas turbine
theory. Longman Scientific & Technical, New York 1987.
[5] Ferrie J.: The Rolls-Royce Spey marine gas turbine, Transactions
IMarE, Vol 102, part 5, England 1990.
[6] Hardin J.R. and others.: A gas turbine condition – monitoring
system. Naval Engineers Journal, November, USA 1995.
[7] Korczewski Z.: Metoda diagnozowania części przepływowej
okrętowego turbinowego silnika spalinowego w eksploatacji.
AMW, Gdynia 1992.
[8] Korczewski Z.: Identyfikacja procesów gazodynamicznych w
zespole sprężarkowym okrętowego turbinowego silnika spalinowego
dla potrzeb diagnostyki. Monografia. AMW, Gdynia
1999.
[9] Dokumentacja techniczna i eksploatacyjna okrętowych turbinowych
silników spalinowych Zorya typu UGT, General Electric
typu LM2500 i LM1600.
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
33

Porównanie efektywności energetycznej pojazdów samochodowych zasilanych różnymi paliwami
Jacek KROPIWNICKI
PTNSS-2012-SS3-304
Comparison of energy efficiency of vehicles powered by different fuels
The comparison of operating fuel consumption in a selected certification test is the most popular method of assessing
energy efficiency of vehicles. Operating conditions are defined with the use of a velocity profile, usually for only
two categories: urban and extra urban driving. Problems arising from such a practice are discussed with the use of
the analysis of operating fuel consumption calculated for selected traffic conditions in Gdansk and in its suburbs for
vehicles with diesel and gasoline engines. The paper presents a new method of comparing energy efficiency of vehicles
powered by different fuels, which allows to perform the analysis on the basis of one drive in a regular city traffic when
basic parameters of the engine and the vehicle are recorded.
Key words: energy efficiency of vehicle, operating fuel consumption, vehicle operating conditions
Porównanie efektywności energetycznej pojazdów samochodowych zasilanych różnymi paliwami
Najpopularniejsza metoda oceny efektywności energetycznej pojazdów samochodowych polega na porównywaniu
przebiegowego zużycia paliwa osiągniętego w warunkach wybranego testu homologacyjnego. Warunki eksploatacji,
zdefiniowane za pomocą przebiegów prędkości w czasie, dotyczą najczęściej tylko dwóch kategorii: jazdy miejskiej i
pozamiejskiej. Problemy wynikające z takiego sposobu postępowania omówiono na przykładzie analizy przebiegowego
zużycia paliwa w wybranych warunkach ruchu na terenie Gdańska i okolic dla pojazdów z silnikami ZS i ZI. W artykule
przedstawiono nową metodę porównywania efektywności energetycznej pojazdów zasilanych różnymi paliwami, która
umożliwia wykonanie analizy na podstawie jednego przejazdu w warunkach regularnego ruchu miejskiego z rejestracją
podstawowych parametrów pracy silnika i pojazdu.
Słowa kluczowe: efektywność energetyczna pojazdu samochodowego, przebiegowe zużycie paliwa, warunki eksploatacji
pojazdu
1. Introduction
Increasing requirements for reducing emissions of
toxic compounds and carbon dioxide into the atmosphere
and consequently also the energy consumption by vehicles
result in growing interest in methods allowing to evaluate
and compare energy efficiency of vehicles [1, 2, 3, 10, 12,
13, 14, 16]. The most popular method of assessing energy
efficiency of cars and trucks is determining operating fuel
consumption or carbon dioxide emissions in the conditions
of a selected certification test. Such an analysis is typically
performed in a laboratory with a chassis dynamometer and
with the use of standardized equipment and procedures. The
legitimacy of such a procedure is determined by the need to
ensure reproducible testing conditions. The European test
NEDC consists of two parts: the urban one UDC (Urban
Driving Cycle) and the extra urban one EUDC (Extra Urban
Driving Cycle). It is assumed that those tests reproduce typical
traffic conditions in the city or outside the city, which
have been identified by testing the actual traffic. Although
the NEDC velocity profile was developed in the 60’s, it is
still used by car manufacturers as the standard operating
conditions encountered on European roads. The UDC test
is used to determine operating fuel consumption during city
driving, and EUDC test is used to determine the consumption
for driving outside the city [2, 16]. However, it needs to be
noted that the results of such tests may not be representative
for today's traffic conditions and the observed differences
in operating fuel consumption reach large values [2, 7, 8,
1. Wprowadzenie
Zwiększające się wymagania w zakresie ograniczenia
emisji związków toksycznych i dwutlenku węgla do atmosfery,
a w następstwie również zużycia energii przez pojazdy
samochodowe intensyfikują zainteresowanie metodami
pozwalającymi oceniać i porównywać efektywność energetyczną
pojazdów samochodowych [1, 2, 3, 10, 12, 13, 14, 16].
Najpopularniejszą metodą oceny efektywności energetycznej
samochodów osobowych i dostawczych jest określenie
przebiegowego zużycia paliwa lub emisji dwutlenku węgla
w warunkach wybranego homologacyjnego testu jezdnego.
Badanie takie wykonywane jest w laboratorium z hamownią
podwoziową z użyciem znormalizowanych urządzeń i procedur
badawczych [3, 13]. Zasadność takiego postępowania
uwarunkowana jest koniecznością zapewnienia powtarzalnych
warunków badań. Europejski test jezdny NEDC składa
się z dwóch części: miejskiej UDC (Urban Driving Cycle)
oraz pozamiejskiej EUDC (Extra Urban Driving Cycle).
Powyższe testy mają w założeniach odwzorowywać typowe
warunki ruchu pojazdów w mieście lub poza miastem, które
rozpoznano w drodze badań rzeczywistego ruchu drogowego.
Mimo że przebieg prędkości w czasie dla testu NEDC
opracowano w latach 60., to nadal jest on przez producentów
samochodów wykorzystywany jako wzorzec warunków
eksploatacji spotykanych na europejskich drogach. Test
UDC służy do wyznaczenia przebiegowego zużycia paliwa
podczas jazdy w mieście, a test EUDC podczas jazdy poza
miastem [2, 16]. Dla współczesnych warunków ruchu wyniki
34 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

Comparison of energy efficiency of vehicles powered by different fuels
14, 16]. The results of certification tests are also the most
popular method of assessing energy efficiency of vehicles
(which consists in comparing operating fuel consumption of
tested vehicles). Problems arising from such a procedure are
discussed by way of an analysis of operating fuel consumption
calculated for selected traffic conditions in the city of
Gdansk and in its suburbs. These traffic conditions were
recorded in regular traffic and then used in a simulation study.
A computer simulation allows for the use of the same velocity
profile for the tested vehicles. The simulation results have
been calculated for two configurations of the powertrain,
i.e. a CI engine and a SI engine. The data obtained from the
simulation were subsequently compared with the results of
certification tests provided by the vehicle manufacturer.
2. Model of the vehicle propulsion system
The simulation model of the vehicle powertrain system
(Fig. 1) used in the present paper has been developed at the
Mechanical Engineering Faculty of Gdansk University of
Technology [4, 5, 11]. This model was created using the
Bond Graph method (BG) and the State Equations (SE) [4,
5], which allows to model elements of different physical nature.
This is very important in the analysis of energy systems
of complex and diverse physical nature, as is the case with
vehicles with a classic or hybrid powertrain.
The first element of the vehicle powertrain system (Fig. 1)
is the fuel tank ZP from which the fuel mass flow rate G e
with
a calorific value W d
is supplied to the engine S. In the given
powertrain system, the engine model S is linked to the model
of motion resistance by manual transmission PW, main transmission
PG and the wheels K. Dissipative forces result from
rolling resistance R t
, air drag R p
and braking resistance R H
.
Two energy accumulators have been selected i.e. the kinetic
energy in the form of reduced mass m zj
and the potential
energy in the form of height H, at which the vehicle was
located. The introduction of energy-modulated transmitter
PEW resulted from the adoption of different axes for forces
parallel to the road and gravitational forces which determine
the potential energy. The internal combustion engine in the
vehicle powertrain model was treated as a "black box", the
fuel mass flow rate is determined by the approximation of
takich testów mogą jednak nie być reprezentatywne, a obserwowane
różnice w przebiegowym zużyciu paliwa osiągają
duże wartości [2, 7, 8, 14, 16]. Wyniki badań homologacyjnych
stanowią jednocześnie podstawową metodę oceny
efektywności energetycznej pojazdów samochodowych,
która polega na porównywaniu uzyskanego w teście przebiegowego
zużycia paliwa. Problemy wynikające z takiego
sposobu postępowania omówiono na przykładzie analizy
przebiegowego zużycia paliwa w wybranych warunkach
ruchu pojazdów na terenie Gdańska i terenach podmiejskich.
Przedstawiono wyniki badań symulacyjnych wybranego
pojazdu dla dwóch konfiguracji układu napędowego: wyposażonego
w silnik ZI oraz ZS. Badania przeprowadzono
dla warunków ruchu zarejestrowanych w regularnym ruchu.
Wykorzystanie metody symulacji komputerowej daje
możliwość wielokrotnego użycia tego samego przebiegu
prędkości podczas badań różnych pojazdów. W warunkach
drogowych odtworzenie dokładnie takiego samego przejazdu
nie jest możliwe. Uzyskane wyniki porównano z rezultatami
testów homologacyjnych prezentowanymi przez producenta
pojazdu.
2. Model układu napędowego pojazdu
W badaniach symulacyjnych wykorzystano model układu
napędowego pojazdu (rys. 1) opracowany na Wydziale
Mechanicznym Politechniki Gdańskiej [4, 5, 11]. Model
ten wykonano z użyciem metody Grafów Wiązań (GW) i
Równań Stanu (RS) [4, 5], która daje możliwość modelowania
elementów o różnej naturze fizycznej. Jest to bardzo
istotne przy analizie energetycznej systemów o złożonej i
zróżnicowanej strukturze energetycznej, np. w odniesieniu
do pojazdów samochodowych z klasycznym lub hybrydowym
układem napędowym.
Pierwszym elementem modelu układu napędowego pojazdu
(rys. 1) jest zbiornik paliwa ZP, z którego strumień
masy paliwa G e
o wartości opałowej W d
jest dostarczany do
silnika S. W przyjętym układzie napędowym powiązanie
modelu silnika S oraz modelu oporów ruchu następuje przez
przekładnię wybieralną PW, przekładnię główną PG oraz
koła jezdne K. Siły dysypacyjne związane są z oporami
toczenia R t,
oporami powietrza R p
oraz oporami hamowa-
Fig. 1. Vehicle’s propulsion system model in BG form [4]
Rys. 1. Model układu napędowego pojazdu w formie GW [4]
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
35

Porównanie efektywności energetycznej pojazdów samochodowych zasilanych różnymi paliwami
the quantities measured in steady states. However, the use
of static characteristics for modeling the fuel mass flow rate
in transient states can lead to some errors.
In the present study the model of the vehicle Fiat Stilo
for two powertrain configurations (equipped with a compression
ignition engine (CI) and a spark ignition engine (SI))
has been used. Selected parameters of the modeled vehicle
have been shown in Tab. 1. According to the data provided
by the manufacturer of the vehicle, Fiat Stilo with a diesel
nia R H
. Wyodrębniono dwa akumulatory energii związane
z siłami zachowawczymi: energii kinetycznej w postaci
zredukowanej masy m zj
oraz energii potencjalnej w postaci
wysokości H, na której znajduje się pojazd. Wprowadzenie
modulowanego przetwornika energii PEW wynikało z
przyjęcia różnych osi dla sił równoległych do drogi i sił
grawitacji określających energię potencjalną. Silnik spalinowy
w modelu układu napędowego pojazdu potraktowano
jak „czarną skrzynkę”, masowy strumień paliwa określany
Name of parameter/
nazwa parametru
Table 1. Selected parameters of the vehicle used in tests
Tabela 1. Wybrane parametry pojazdu wykorzystane w badaniach
Value of parameter/wartość parametru
Fiat Stilo 1,9 JTD (CI/ZS)
Fiat Stilo 1,6 (SI/ZI)
Fuel type/rodzaj paliwa diesel (ON) gasoline (ET)
Fuel density/gęstość paliwa [kg/dm 3 ] 0.835 0.705
Vehicle’s mass/masa samochodu [kg] 1375 1245
Year of production/rok produkcji 2002 2002
Emission standard/standard emisji spalin Euro 3 Euro 3
Engine’s displacement/objętość skokowa silnika [dm 3 ] 1910 1581
Engine's maximum power/moc maksymalna silnika [kW] 78 76
Engine's maximum torque/maksymalny moment obrotowy silnika [N·m] 270 146
Final drive ratio/przełożenie przekładni głównej [-] 2.85 3.73
1 st gear ratio/przełożenie na 1. biegu [-] 3.91 3.91
5 th gear ratio/przełożenie na 5. biegu [-] 0.77 0.9
engine weighs 130 kg more than the same version of Fiat
Stilo with a gasoline engine. This situation is typical for this
class of vehicles, because the diesel engine generally has a
larger engine displacement and additional equipment such as
the turbocharger, the supply-air cooling system, soundproofing
materials, engine and fuel filters of a higher weight. The
model of the powertain system of the vehicle in question uses
the universal characteristics of the specific fuel consumption
obtained from the manufacturer of the engine:
jest na podstawie aproksymacji wielkości mierzonych w
warunkach statycznych. Wykorzystanie charakterystyk
statycznych do modelowania masowego strumienia paliwa
w warunkach dynamicznych może natomiast prowadzić do
powstania pewnych błędów.
W pracy wykorzystano model pojazdu Fiat Stilo dla
dwóch konfiguracji układu napędowego: wyposażonego w
silnik o zapłonie samoczynnym (ZS) oraz zapłonie iskrowym
(ZI). Wybrane parametry modelowanego pojazdu przedstawiono
w tab. 1. Zgodnie z danymi dostarczonymi przez
(1)
where: G e
– fuel mass flow rate, w – angular velocity of the
crankshaft, M o
– engine torque.
Figures 2 and 3 depict the characteristics of specific
fuel consumption of engine powered by diesel fuel and
gasoline.
3. Comparison of operating fuel consumption for
selected tests
For the purpose of the present analysis five drives in
the regular traffic in Gdansk, on a highway and outside
the city have been selected. Randomly chosen vehicle was
tracked by the test vehicle in order to limit any influence of
the test driver’s individual driving style on the test results
[12]. Selected drives were considered representative of the
following conditions:
Fig. 2. Characteristics of specific fuel consumption (1) of CI engine
[g/(kW·h)]
Rys. 2. Charakterystyka jednostkowego zużycia paliwa (1) silnika ZS
[g/(kW·h)]
36 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

Comparison of energy efficiency of vehicles powered by different fuels
Fig. 3. Characteristics of specific fuel consumption (1) of SI engine
[g/(kW·h)]
Rys. 3. Charakterystyka jednostkowego zużycia paliwa (1) silnika ZI
[g/(kW·h)]
– driving the main thoroughfare of the city (city center) –
Fig. 4, the route for heavy traffic conditions; the reported
results refer to the conditions most similar to the average
ones obtained in 42 drives on weekdays, implemented in
the following hourly intervals: {600 – 900; 900 – 1200;
1200 – 1500; 1500 – 1800; 1800 – 2100; 2100 – 600},
– driving in a traffic jam (traffic jam) – Fig. 5, the route with
frequent stops forced by restrictions on movement; the
drive was classified in this way, if the average speed was
less than 20 km/h,– dynamic driving in the city (dynamic
driving) – Fig. 6, the route with frequent stops forced by
traffic lights, a dynamic driving style; driving style was
classified as dynamic, if the average torque in the drive
mode was greater than that set for driving the main thoroughfare
of the city by at least 50%,
– outside the city driving (outside the city) – Fig. 7, the route
located outside the city with few stops, the drive was classified
as outside the city driving, if the average speed was
greater than 50 km/h,
– driving on the highway (highway) – Fig. 8; the drive was
classified as driving on the highway, if the average speed
was greater than 80 km/h.
producenta pojazd z silnikiem ZS ma masę o 130 kg większą
od pojazdu z silnikiem ZI (w tej samej wersji wyposażenia).
Jest to sytuacja typowa dla pojazdów tej klasy, gdyż silnik
ZS z reguły ma większą objętość skokową oraz dodatkowe
wyposażenie w postaci turbosprężarki, systemu chłodzenia
powietrza zasilającego, materiałów wygłuszających pracę
silnika i filtrów paliwa o zwiększonej masie. Do wykonania
modelu układu napędowego rozważanego pojazdu wykorzystano
charakterystyki ogólne jednostkowego zużycia
paliwa uzyskane od producenta silników – wzór (1), gdzie:
G e
– strumień masy paliwa, w – prędkość kątowa wału korbowego
silnika, M o
– moment obrotowy silnika.
Na rysunkach 2 i 3 przedstawiono odpowiednio charakterystyki
jednostkowego zużycia paliwa silnika zasilanego
olejem napędowym i benzyną.
3. Porównywanie przebiegowego zużycia paliwa
w warunkach wybranych testów
Do analizy wybrano 5 przejazdów wykonanych w regularnym
ruchu na terenie Gdańska, obwodnicy Trójmiasta
i drodze podmiejskiej. W czasie wykonywania przejazdów
losowo wybierano pojazd, który był „śledzony” przez pojazd
testowy w celu ograniczenia wypływu indywidualnego stylu
jazdy kierowcy testowego na wyniki próby [12]. Wybrane
przejazdy uznano za reprezentatywne dla następujących
warunków:
– jazda główną arterią komunikacyjną miasta (centrum
miasta) – rys. 4, trasą o dużym natężeniu ruchu; przedstawione
wyniki dotyczą warunków najbardziej zbliżonych
do przeciętnych uzyskanych w 42 przejazdach w dni
robocze, realizowanych w następujących przedziałach
godzinowych: {600 – 900; 900 – 1200; 1200 – 1500;
1500 – 1800; 1800 – 2100; 2100 – 600},
– jazda w mieście w korku (korek) – rys. 5, trasą o częstych
zatrzymaniach wymuszonych utrudnieniami w ruchu;
przejazd klasyfikowano w ten sposób, jeżeli średnia prędkość
jazdy była mniejsza niż 20 km/h,
– jazda dynamiczna w mieście (jazda dynamiczna) – rys. 6,
trasą o częstych zatrzymaniach wymuszonych sygnalizacją
świetlną przy dynamicznym stylu jazdy kierowcy; styl jazdy
kierowcy klasyfikowano jako dynamiczny, jeżeli średni
moment obrotowy silnika w fazie napędowej był większy
Fig. 4. Driving the main thoroughfare of the city (city center)
Rys. 4. Jazda główną arterią komunikacyjną miasta (centrum miasta)
Fig. 5. Driving in a traffic jam (traffic jam)
Rys. 5. Jazda w mieście w korku (korek)
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
37

Porównanie efektywności energetycznej pojazdów samochodowych zasilanych różnymi paliwami
Fig. 6. Dynamic driving in the city (dynamic driving)
Rys. 6. Jazda dynamiczna w mieście (jazda dynamiczna)
Fig. 8. Driving on the highway (highway)
Rys. 8. Jazda po drodze szybkiego ruchu (autostrada)
The analyses for the aforementioned driving conditions
(Fig. 4 – 8) have been performed with the use of the model
of the vehicle powertrain system (Fig. 1). The results of these
analyses are fuel mass flow rate supplied to the engine and
operating fuel consumption:
where: r pal
– fuel density, t c
– measurement cycle time, L
– total distance travelled by the vehicle during the measurement
cycle.
Figures 9 and 10 present examples of the fuel mass flow
rate calculated for driving in a traffic jam, for the CI engine
and the SI engine, respectively.
On the basis of simulation results, operating fuel consumption
(expressed in cubic decimetres of diesel fuel (Q ZS
)
or gasoline (Q ZI
)) used to travel 100 km has been calculated.
This form of presentation of the results is preferred by vehicle
users and manufacturers. Table 2 shows the results of numerical
simulation and the certification test results provided by
the vehicle’s manufacturers together with the average driving
speed in the individual tests (V sr
). Due to the lower calorific
value per volumetric unit of gasoline as compared to the
diesel fuel (approx. 15%) the operating energy consumption
(2)
Fig. 7. Outside the city driving (outside the city)
Rys. 7. Jazda po drodze pozamiejskiej (poza miastem)
niż wyznaczony dla przeciętnych warunków jazdy główną
arterią komunikacyjną miasta o co najmniej 50%,
– jazda po drodze pozamiejskiej (poza miastem) – rys. 7,
trasą położoną poza granicami miasta o nielicznych zatrzymaniach;
przejazd klasyfikowano w ten sposób, jeżeli
średnia prędkość jazdy była większa niż 50 km/h,
– jazda po drodze szybkiego ruchu (autostrada) – rys. 8;
przejazd klasyfikowano w ten sposób, jeżeli średnia prędkość
jazdy była większa niż 80 km/h.
Wykorzystując model układu napędowego pojazdu
(rys. 1) przeprowadzono badania w warunkach opisanych
powyżej przejazdów (rys. 4 – 8). Efektem tych badań są wyznaczone
przebiegi strumienia masy paliwa dostarczanego
do silnika, a następnie przebiegowego zużycia paliwa (2),
gdzie: r pal
– gęstość paliwa, t c
– czas cyklu pomiarowego,
L – całkowita droga przejechana przez pojazd w czasie cyklu
pomiarowego.
Na rysunkach 9 i 10 przedstawiono przykładowe strumienie
masy paliwa wyznaczone dla jazdy w mieście w korku
odpowiednio dla silnika ZS i ZI.
Na podstawie uzyskanych wyników dokonano następnie
obliczenia przebiegowego zużycia paliwa wyrażonego
w decymetrach sześciennych oleju napędowego (Q ZS
) lub
benzyny (Q ZI
) zużytej do przejechania 100 km. Taka forma
prezentacji wyników jest preferowana przez użytkowników
oraz producentów pojazdów. W tabeli 2 przedstawiono wyniki
wykonanych badań symulacyjnych oraz wyniki testów
homologacyjnych dostarczonych przez producenta pojazdów
wraz ze średnimi prędkościami jazdy w poszczególnych
testach (V sr
). Ze względu na mniejszą wartość opałową jednostki
objętości benzyny w stosunku do oleju napędowego
(ok. 15%) dokonano również obliczenia przebiegowego
zużycia energii, które można obliczyć jako iloczyn masy
paliwa i jego wartości opałowej (m p
W d
). W tabeli 2 przedstawiono
względną różnicę przebiegowego zużycia energii
przez pojazd z silnikiem ZS i ZI.
Uzyskane rezultaty (tab. 2) pozwalają stwierdzić, że
pojazd z silnikiem ZI zużywa w każdym analizowanym
przypadku więcej paliwa niż z silnikiem ZS, przy czym w
homologacyjnym teście jezdnym UDC badane są silniki
nierozgrzane, natomiast użyty w badaniach symulacyjnych
model pozwala prowadzić obliczenia wyłącznie dla silników
38 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

Comparison of energy efficiency of vehicles powered by different fuels
Fig. 9. Fuel mass flow rate – driving in a traffic jam (CI engine)
Rys. 9. Strumień masy paliwa – jazda w mieście w korku (silnik ZS)
has also been calculated. This parameter can be calculated by
multiplying the mass of fuel and its calorific value (m p
W d
).
The operating energy consumption is expressed in MJ per
100 km for both the diesel engine and the gasoline engine.
Table 2 depicts the relative difference in operating energy
consumption of the vehicle with the diesel engine and the
gasoline one.
The obtained results (Tab. 2) show that the vehicle
powered by gasoline consumed more fuel than the vehicle
powered by diesel fuel in each analyzed case. It needs to be
noted that cold engines are tested in the UDC test whereas
models used in simulation tests can only be used to calculate
fuel mass flow rate for warmed up engines. The difference in
operating fuel consumption of vehicles powered by gasoline
and those powered by diesel fuel results partly from the lower
calorific value per volumetric unit of gasoline as compared to
the diesel fuel, therefore, further analysis will be performed
on the basis of the operating energy released from fuel. This
difference varies within a relatively wide range: (1 – 18)%,
and the differences are smaller in the case of conditions that
can be classified as extra urban driving.
Fig. 10. Fuel mass flow rate – driving in a traffic jam (SI engine)
Rys. 10. Strumień masy paliwa – jazda w mieście w korku (silnik ZI)
znajdujących się w stanie rozgrzanym. Różnica w przebiegowym
zużyciu paliwa wynika w znacznym stopniu z
mniejszej wartości opałowej jednostki objętości benzyny w
stosunku do oleju napędowego, dlatego dalsze rozważania
będą dotyczyć różnicy w przebiegowym zużyciu energii. Ta
różnica zmienia się w szerokim zakresie: (1 – 18)%, przy
czym te różnice są mniejsze w warunkach, które można
sklasyfikować jako jazda pozamiejska.
Na podstawie uzyskanych wyników dla warunków
jazdy miejskiej można również stwierdzić, że przebiegowe
zużycie paliwa zarówno dla silnika ZS, jaki i ZI zmienia się
w szerokim zakresie w zależności od sposobu eksploatacji.
Podobna sytuacja występuje w warunkach jazdy pozamiejskiej.
Można stąd wnioskować, że porównanie efektywności
energetycznej pojazdów samochodowych zasilanych różnymi
paliwami powinno być wykonywane przy użyciu bardziej
szczegółowej klasyfikacji warunków niż prosty podział na
jazdę miejską i pozamiejską. W zależności od stylu jazdy
kierowcy, istniejących utrudnień w ruchu oraz średniej
prędkości jazdy różnice w przebiegowym zużyciu paliwa
lub energii będą się zmieniać w szerokim zakresie.
Table 2. The results of simulation studies of the vehicle
Tabela 2. Wyniki wykonanych badań symulacyjnych pojazdu
Route/
trasa przejazdu
V sr
[km/h]
Q ZS
[dm 3 /100 km]
Q ZI
[dm 3 /100 km]
Q ZI
– Q ZS
[dm 3 /100 km]
[%] [%]
UDC (Fiat) 18.7 7.2 10.1 2.9 40 18
city center/
centrum miasta
traffic jam/
korek
dynamic driving/
jazda dynamiczna
38.2 5.1 6.7 1.6 32 12
15.4 7.7 9.6 1.9 25 6
29.1 6.5 7.8 1.3 20 1
EUDC (Fiat) 62.6 4.2 5.7 1.5 36 14
outside the city/
poza miastem
highway/
autostrada
54.1 4.3 6.0 1.7 39 17
109.8 6.3 8.5 2.2 35 14
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
39

Porównanie efektywności energetycznej pojazdów samochodowych zasilanych różnymi paliwami
As it transpires from the data, operating fuel consumption
for urban driving conditions varies greatly depending on the
driving style for both the diesel engine and the gasoline one.
The same holds for the extra urban driving conditions. Hence,
it can be concluded that the comparison of energy efficiency
of vehicles powered by different fuels should be performed
with the use of a more detailed classification of conditions
than a simple division between urban and extra urban driving.
Depending on the driving style, the current traffic problems
and the average speed, the differences in operating energy
released from fuel or operating fuel consumption will change
within a relatively wide range.
4. Identification of vehicle operating conditions
using the specific tractive energy
Vehicle operating conditions are identified with the use
of the specific tractive energy F that takes into account both
the influence of external conditions and driver’s driving style)
[11, 12, 15]. The factors mentioned above affect the amount
of mechanical energy transmitted to the drive wheels and
they are treated as equivalent. The value of F parameter for
a given cycle duration t c
may be calculated with the use of
the following equation [12]:
where: E – mechanical energy delivered by powertrain system
to the wheels, L n
– distance covered by the car in the
drive mode, m – gross vehicle mass.
Previous studies [10, 11, 12] have shown that there is a
strong correlation between the operating fuel consumption
in the drive mode (Q n
) and the specific tractive energy (F)
for complex traffic conditions in the city. This correlation
can be approximated as a linear function:
where: Q n
– operating fuel consumption in the drive mode
(excluding fuel consumed by the engine at idling), k 1
, k 0
–
approximating function coefficients.
This linear function can be used for forecasting operating
fuel consumption with great accuracy during vehicle
operation in urban conditions. In extra urban conditions,
due to extremely favorable conditions of engine operation,
the results obtained using the function (4) may be burdened
with certain systematic error (small load variability and, as
far as efficiency is concerned, a favorable position of engine
operating point [6, 9, 15]). The function (4) for the vehicle
in question can be calculated using only one drive in regular
traffic conditions [12].
Figures 11 and 12 show the influence of specific tractive
energy (F) on operating fuel consumption in the drive
mode (Q n
) for the vehicle equipped with the diesel engine
or the gasoline engine (Tab. 1), respectively. The data were
calculated on the basis of simulations with the use of the
mathematical model (Fig. 1) for traffic conditions recorded
for a passenger car during road tests conducted in real city
(3)
(4)
4. Identyfikacja warunków eksploatacji
pojazdu z wykorzystaniem energochłonności
jednostkowej
Warunki eksploatacji pojazdu mogą być jednoznacznie
identyfikowane za pomocą liczbowego wskaźnika energetycznego,
zwanego energochłonnością jednostkową F,
który obejmuje zarówno wpływ warunków zewnętrznych,
jak również styl jazdy kierowcy [11, 12, 15]. Wymienione
czynniki wpływają na ilość energii mechanicznej przekazywanej
kołom napędowym i są traktowane jako równoważne.
Wartość parametru F dla założonego czasu trwania cyklu tc
można obliczyć, korzystając z równania (3) [12], gdzie: E –
energia mechaniczna dostarczona przez układ przeniesienia
napędu do kół, L n
– droga przejechana przez pojazd w fazie
napędzania przez silnik, m – masa całkowita pojazdu.
Wcześniejsze badania [10, 11, 12] wykazały, że istnieje
ścisła korelacja między przebiegowym zużyciem paliwa w
fazie napędowej (Q n
) a energochłonnością jednostkową (F)
dla złożonych warunków ruchu występujących w mieście.
Zależność taka może być aproksymowana funkcją liniową
(4), gdzie: Q n
– przebiegowe zużycie paliwa w fazie napędowej
(z wyłączeniem paliwa zużywanego przez silnik na biegu
jałowym), k 1
, k 0
– współczynniki funkcji aproksymującej.
Uzyskana zależność (4) może być stosowana przy zachowaniu
dużej dokładności do prognozowania przebiegowego
zużycia paliwa przy eksploatacji pojazdu w warunkach
miejskich. W warunkach pozamiejskich, ze względu na wyjątkowo
korzystne warunki pracy silnika, wyniki uzyskane
z zależności (4) mogą być obarczone pewnym systematycznym
błędem (mała zmienność obciążenia oraz korzystne, z
punktu widzenia sprawności, położenie punktu pracy silnika
[6, 9, 15]). Zależność (4) dla rozważanego pojazdu można
wyznaczyć, wykorzystując do tego celu jeden przejazd w
warunkach normalnej eksploatacji pojazdu [12].
Na rysunkach 11 i 12 przedstawiono wpływ energochłonności
jednostkowej (F) na przebiegowe zużycie paliwa w
fazie napędowej (Q n
) pojazdu wyposażonego odpowiednio
w silnik ZS i ZI (tab. 2). Dane uzyskano na podstawie badań
symulacyjnych z użyciem matematycznego modelu (rys. 2)
dla warunków ruchu zarejestrowanych podczas badań drogowych
pojazdu osobowego w rzeczywistym ruchu miejskim
na terenie Gdańska [12].
Wykorzystując zależność (4), można obliczyć prognozowane
przebiegowe zużycie paliwa w fazie napędowej
dla założonych warunków pracy pojazdu (na podstawie
przebiegu prędkości w czasie i zmian wysokości) [10, 12].
Przy obliczeniu całkowitego przebiegowego zużycia paliwa
pojazdu należy dodatkowo uwzględnić objętość paliwa
zużytego przez silnik podczas pracy na biegu jałowym [10,
12]. W tabeli 3 przedstawiono porównanie przebiegowego
zużycia paliwa dla założonych warunków ruchu pojazdu
(rys. 4 – 8) wyznaczonego podczas badań symulacyjnych
pojazdu oraz z użyciem zależności (4).
Uzyskane rezultaty (tab. 3) pozwalają stwierdzić dobrą
zgodność wyników symulacji pracy układu napędowego z
wynikami obliczeń z użyciem zależności (4). Maksymalny
bezwzględny błąd odwzorowania przebiegowego zużycia
40 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

Comparison of energy efficiency of vehicles powered by different fuels
Fig. 11. Influence of the specific tractive energy on operating fuel
consumption in drive mode (CI engine)
Rys. 11. Wpływ energochłonności jednostkowej na przebiegowe zużycie
paliwa w fazie napędowej (silnik ZS)
Fig. 12. Influence of the specific tractive energy on operating fuel
consumption in drive mode (SI engine)
Rys. 12. Wpływ energochłonności jednostkowej na przebiegowe zużycie
paliwa w fazie napędowej (silnik ZI)
traffic in the city of Gdansk [12].
On the basis of the speed data and
elevation changes the forecasted operating
fuel consumption in drive mode for
the assumed conditions can be calculated
with the use of the function (4) [10, 12].
When calculating the total operating fuel
consumption the amount of fuel consumed
by the engine during idling must
also be taken into account [10, 12]. The
comparison of operating fuel consumption
for given traffic conditions (Fig.
4 – 8) calculated in simulation tests and
calculated with the use of the function (4)
has been presented in Tab. 3.
On the basis of the obtained results
(Tab. 3) it can be concluded that simulation
tests results tally well enough with
the results of calculations made with the
use of the function (4). The maximum
absolute error of projection of operating
fuel consumption was found for the driving on highway and
it was 0.9 dm 3 /100 km.
5. Comparison of energy efficiency of vehicles
Previous papers [10, 11, 12] presented the idea of comparing
energy efficiency of vehicles powered by the same
kind of fuel. In the general case, such a comparison can be
done by the coefficients k 1
and k 0
, which define the relative
positions of the approximation straights (4) calculated for
the considered vehicle. The function (4) for the vehicle
equipped with a more efficient powertrain system will be
located within the lower range of the fuel consumption in
the drive mode. In the case of vehicles powered by different
fuels it is reasonable to compare the operating energy supplied
to the engine in the fuels due to their different calorific
values. The function (4) can then be transformed into the
following form:
Table 3. Comparison of operating fuel consumption for the selected traffic conditions
Tabela 3. Porównanie przebiegowego zużycia paliwa dla założonych warunków ruchu
Route/trasa przejazdu
Model (Fig.1) Approx. (4)
Q 1
Q 2
Fiat Stilo 1.9 JTD (CI/ZS) [dm 3 /100 km]
Q 2
– Q 1
city center/centrum miasta 5.1 5.1 0.0
traffic jam/korek 7.7 7.7 0.0
dynamic drive/jazda dynamiczna 6.5 6.8 0.3
outside the city/poza miastem 4.3 4.4 0.1
highway/autostrada 6.3 6.6 0.3
Fiat Stilo 1.6 (SI/ZI) [dm 3 /100 km]
city center/centrum miasta 6.7 6.7 0.0
traffic jam/korek 9.6 9.2 -0.4
dynamic drive/jazda dynamiczna 7.8 7.9 0.1
outside the city/poza miastem 6.0 6.1 0.1
highway/autostrada 8.5 9.4 0.9
paliwa stwierdzono dla warunków jazdy poza miastem i
wyniósł on 0,9 dm 3 /100 km.
5. Porównywanie efektywności energetycznej
pojazdów
We wcześniejszych pracach [10, 11, 12] przedstawiono
koncepcję porównywania efektywności energetycznej pojazdów
zasilanych tym samym rodzajem paliwa. Ogólnie
takie porównanie można przeprowadzić za pomocą współczynników
k 1
i k 0
określających wzajemne położenie prostych
aproksymacyjnych (4) utworzonych dla rozważanych
pojazdów. Przebieg funkcji (4) utworzonej dla pojazdu o
bardziej efektywnym układzie napędowym będzie położony
w zakresie niższego przebiegowego zużycia paliwa w fazie
napędowej. Dla pojazdów zasilanych różnymi paliwami
zasadne jest porównywanie przebiegowego zużycia energii
dostarczonej w paliwie w fazie napędowej ze względu na
różną wartość opałową jednostki objętości paliwa. Zależność
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
41

Porównanie efektywności energetycznej pojazdów samochodowych zasilanych różnymi paliwami
where: E n
– operating energy released from fuel in the drive
mode (excluding energy released from fuel at idling), W d
–
fuel calorific value.
A comparison of energy efficiency of such vehicles can
then be made using the equation (5) established for the compared
vehicles. The approximation straight line of equation
(5) for the vehicle with a more efficient powertrain system
will be located in the lower range of the operating energy
released from the fuel in drive mode.
A comparison of energy efficiency of vehicles can also
be made with the use of the following parameter for the
adopted range of the specific tractive energy:
(5)
(4) można wówczas przekształcić do postaci (5), gdzie:
E n
– przebiegowe zużycie energii dostarczonej w paliwie
w fazie napędowej (z wyłączeniem energii dostarczanej w
postaci paliwa podczas pracy silnika na biegu jałowym),
W d
– wartość opałowa paliwa.
Porównanie efektywności energetycznej takich pojazdów
można wówczas wykonać za pomocą zależności (5) utworzonych
dla porównywanych pojazdów (rys. 13). Przebieg
zależności (5) pojazdu o bardziej efektywnym układzie
napędowym będzie znajdował się w zakresie niższego przebiegowego
zużycia energii w fazie napędowej.
(6)
where:
– operating energy released from fuel in
drive mode for F = F min
,
– operating energy released
from fuel in drive mode for F = F max
.
In the case of a vehicle with a more efficient powertrain
system the value of the parameter (6) will be smaller. Assuming
that F min
= 0.1 and F max
= 2.0, values of the parameter (6)
have been calculated for the tested vehicles. On the basis of
the obtained results it was concluded that the vehicle powered
by diesel fuel (431 MJ/100 km) is more energy efficient than
the vehicle powered by gasoline (388 MJ/100 km).
6. Conclusions
Comparing operating fuel consumption in the conditions
of a selected certification test is the most popular method of
assessing energy efficiency of vehicles. Operating conditions
which are defined by the speed profiles, are usually specified
for only two categories: urban and extra-urban driving.
Problems arising from such a practice have been discussed
with the use of the analysis of operating fuel consumption and
operating energy released from fuel calculated for selected
traffic conditions in Gdansk and in its suburbs for vehicles
with a diesel engine and a gasoline engine. On the basis of
the obtained results it was concluded that the vehicle powered
by the SI engine consumes more operating energy from fuel
than the vehicle powered by the CI engine in each analyzed
case. Depending on the driving style, the current traffic
problems and the average velocity, those differences in the
energy consumption change within a relatively wide range
(1 – 18)%. Therefore, the comparison of energy efficiency of
vehicles powered by different fuels should be performed using
a more detailed classification of conditions than a simple
division between urban and extra urban driving.
The new method of assessing energy efficiency of vehicles
powered by different fuels presented in the paper allows for
performing analyses based on a single drive in regular city
traffic when the basic parameters of the engine and of the vehicle
are recorded. When comparing energy efficiency vehicles
Fig. 13. Relative position of approximation straight lines (5), which
have been obtained for CI and SI engine
Rys. 13. Wzajemne położenie prostych aproksymacyjnych (5) uzyskanych
dla silnika ZS i ZI
Porównanie efektywności energetycznej pojazdów można
również przeprowadzić, posługując się wartością średnią
przebiegowego zużycia energii w fazie napędowej dla przyjętego
zakresu zmian parametru F – wzór (6), gdzie:
– przebiegowe zużycie energii w fazie napędowej wyznaczone
dla F = F min
, – przebiegowe zużycie energii
w fazie napędowej wyznaczone dla F = F max
.
Dla pojazdu z efektywniejszym układem napędowym
wartość przebiegowego zużycia energii w fazie napędowej
będzie mniejsza. Przyjmując, że oraz , wyznaczono wartość
wskaźnika (6) dla pojazdu wyposażonego odpowiednio
w silnik ZS i ZI. Na podstawie uzyskanych wyników
stwierdzono, że bardziej efektywny energetycznie jest
pojazd z silnikiem ZS (431 MJ/100 km) niż z silnikiem ZI
(388 MJ/100 km).
6. Wnioski
Najpopularniejsza metoda oceny efektywności energetycznej
pojazdów samochodowych polega na porównywaniu
przebiegowego zużycia paliwa osiągniętego w warunkach
wybranego testu homologacyjnego. Warunki eksploatacji,
zdefiniowane za pomocą przebiegów prędkości w czasie,
dotyczą najczęściej tylko dwóch kategorii: jazdy miejskiej
42 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

Comparison of energy efficiency of vehicles powered by different fuels
the first step is to express the relation between operating fuel
consumption in drive mode and the specific tractive energy
in the form of the equation (4). Then the relation between
the consumption of the operating energy from fuel in drive
mode and the specific tractive energy needs to be expressed
by the equation (5). The obtained equations allow for forecasting
operating fuel consumption or the consumption of
the operating energy released from fuel in the drive mode
for given operating conditions. The quantitative comparison
of energy efficiency of vehicles can then be performed using
the parameter (6). The method proposed in the present paper
allows for a more reliable comparison of energy efficiency of
vehicles than is the case when operating fuel consumption in
a selected certification test is compared.
Paper reviewed/Artykuł recenzowany
Bibliography/Literatura
[1] Alvarez R., Weilenmann M., Bach Ch.: Potential of natural
gas powered vehicles in reducing CO 2
and pollutant emissions
under real-world driving conditions. FISITA 2010 World
Automotive Congress, Budapest 2010, F2010-A-035.
[2] Cayot J.F.: Compared fuel consumption between gasoline and
diesel cars during short urban drive. Reducing automobile fuel
consumption: a challenge for the turn of the century, Rueil-
Malmaison 1996.
[3] Chłopek Z.: Ochrona środowiska naturalnego. WKiŁ, Warszawa
2002.
[4] Cichy M., Kropiwnicki J., Makowski S.: Model silnika spalinowego
w formie grafów wiązań (GW). Silniki Spalinowe nr
2, 2004, s. 40-47.
[5] Cichy M.: Modelowanie systemów energetycznych. Wydawnictwo
Politechniki Gdańskiej, Gdańsk 2001.
[6] Combe T., Kollreider A., Riel A., Schyr Ch.: Modellabbildung
des Antriebsstrangs-Echtzeitsimulation der Fahrzeuglaengsdynamik.
MTZ 1/2005, s. 50-59.
[7] Gao Y., Checkel M.D.: Experimental measurement of on-road
CO 2
emission and fuel consumption functions. SAE Technical
Paper Series, 2007-01-1610.
[8] Kawai T.: Fuel Consumption Test Protocol Concept for Plug-in
Hybrid Electric Vehicle. SAE Technical Paper Series, 2009-
01-1839.
[9] Kretzsch M., Günther M., Elsner N., Zwahr S.: Modellansätze
für die virtuelle Applikation von Motorsteuergeräten. MTZ
09/2009: 665-670.
[10] Kropiwnicki J.: Estimation of vehicle operational fuel consumption.
Combustion Engines nr 3, 2010.
[11] Kropiwnicki J.: Koncepcja nowego testu energetycznego dla
pojazdów samochodowych. Archiwum Motoryzacji nr 2, 2007,
s. 169-183.
[12] Kropiwnicki J.: Ocena efektywności energetycznej pojazdów
samochodowych z silnikami spalinowymi. Wydawnictwo Politechniki
Gdańskiej. Seria Monografie nr 110, Gdańsk 2011,
s. 1-115.
[13] Merkisz J., Pielecha J., Gis W.: Investigations on vehicle
exhaust emissions under real road conditions. Combustion
Engines, 2009-SC1, Powertrain, Design, Ecology&Diagnostics,
2009, s. 43-53.
[14] Patil R., Filipi Z. S., Adornato B.: Impact of naturalistic driving
patterns on PHEV performance and system design. SAE
Technical Paper Series, 2009-01-2715.
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
i pozamiejskiej. Problemy wynikające z takiego sposobu
postępowania omówiono na przykładzie analizy przebiegowego
zużycia paliwa w wybranych warunkach ruchu
pojazdów na terenie Gdańska i okolic.
W pracy przedstawiono analizę wpływu warunków eksploatacji,
zdefiniowanych za pomocą przebiegów prędkości
pojazdu w czasie, na przebiegowe zużycie paliwa. Uzyskane
wyniki pozwoliły stwierdzić, że pojazd z silnikiem ZI zużywa
w każdym analizowanym przypadku więcej energii
zawartej w paliwie niż z silnikiem ZS. Różnica ta zmienia
się w szerokim zakresie: (1 – 18)%, przy czym różnice
te są mniejsze dla warunków, które można sklasyfikować
jako jazda pozamiejska i większe dla warunków miejskich.
Można więc wnioskować, że porównanie efektywności energetycznej
pojazdów samochodowych zasilanych różnymi
paliwami powinno być wykonywane przy użyciu bardziej
szczegółowej klasyfikacji warunków niż prosty podział na
jazdę miejską i pozamiejską.
Przedstawiona nowa metoda porównywania efektywności
energetycznej pojazdów zasilanych różnymi paliwami
umożliwia wykonanie analizy na podstawie jednego przejazdu
w warunkach regularnego ruchu miejskiego z rejestracją
podstawowych parametrów pracy silnika i pojazdu. W pierwszym
etapie porównywania efektywności energetycznej
pojazdów konieczne jest utworzenie dla każdego z badanych
pojazdów zależności między przebiegowym zużyciem paliwa
w fazie napędowej a energochłonnością jednostkową
(4), a następnie zależności między przebiegowym zużyciem
energii w fazie napędowej a energochłonnością jednostkową
(5). Uzyskane w ten sposób zależności umożliwiają prognozowanie
przebiegowego zużycia paliwa lub energii w niej
zawartej dla zadanych warunków eksploatacji. Ilościowe
porównanie efektywności energetycznej pojazdów można
następnie przeprowadzić, posługując się zaproponowanym
w pracy wskaźnikiem (6). Zaproponowana w pracy metoda
umożliwia porównywanie efektywności energetycznej
układów napędowych różnych pojazdów w sposób bardziej
miarodajny niż jest to czynione obecnie – porównywanie
przebiegowego zużycia paliwa osiągniętego w warunkach
wybranego testu homologacyjnego.
[15] Siłka W.: Energochłonność ruchu samochodu. WNT, Warszawa
1997.
[16] Tzirakis E., Pitsas K., Zannikos F., Stournas S.: Vehicle emissions
and driving cycles: comparison of the Athens Driving
Cycle (ADC) with ECE-15 and European Driving Cycle
(EDC). Global NEST Journal, Vol. 8, No. 3, 2006, s. 282-
290.
Jacek Kropiwnicki, DEng. – doctor in the Faculty
of Mechanical Engineering at Gdańsk University
of Technology.
Dr inż. Jacek Kropiwnicki – adiunkt na Wydziale
Mechanicznym Politechniki Gdańskiej.
e-mail: jkropiwn@sunrise.pg.gda.pl
43

Ocena stanu technicznego uszczelnień układu łożyskowania wałów wirnika turbinowego silnika...
Jerzy DUTCZAK
Janusz MAGIER
PTNSS-2012-SS3-305
The assessment of the technical condition of the bearing seals of the rotor shaft
in a turbine helicopter engine based on the PM content in the exhaust gases
The paper presents the method of measurement of the particulate matter in the exhaust gases of a Rolls-Royce Allison
250-C20B turbine engine in the aspect of the assessment of the technical condition of the bearing seals of the rotor shaft.
The tests were carried out on 4 engines using a Horiba TEOM 1105 PM analyzer fitted with a mini dilution tunnel – Micro
Diluter 6100. The paper also presents the method of determining of the engine technical condition index (bearing seals)
developed by the authors based on the data obtained from the measurements. The reliability of the obtained results has
also been subjected to evaluation.
Key words: turbine engine, exhaust emissions, particulate matter (PM), technical condition index
Ocena stanu technicznego uszczelnień układu łożyskowania wałów wirnika turbinowego silnika
śmigłowcowego na podstawie zawartości cząstek stałych w gazach wylotowych
W artykule przedstawiono sposób pomiaru emisji cząstek stałych w gazach wylotowych silnika turbinowego Rolls-
Royce Allison 250-C20B w aspekcie oceny stanu technicznego uszczelnień układu łożyskowania wałów wirnika. Badania
przeprowadzono na czterech silnikach, przy użyciu analizatora cząstek stałych Horiba TEOM 1105 wyposażonego w
minitunel rozcieńczający Micro Diluter 6100. Zaprezentowano opracowaną przez autorów metodę wyznaczania wskaźnika
stanu technicznego silnika (uszczelnień łożysk), opierając się na danych uzyskanych z pomiarów. Poddano również
ocenie wiarygodność uzyskanych wyników.
Słowa kluczowe: silnik turbospalinowy, emisja gazów wylotowych, cząstki stałe (PM), wskaźnik stanu technicznego
1. Introduction
The content of PM in the exhaust gases of a turbine engine
heavily depends on the amount of oil getting through
the seals of the rotor shafts to the flow channel and the
operation of the automatic fuel dosage system (proper fuel
supply for each engine operating range). The oil is burned as
a result of the contact with the hot elements of the channel
and the generated particles are evacuated from the engine
together with the exhaust gases. To some extent this is a
natural phenomenon and its intensity can be controlled by a
systematic checks of the oil consumption assuming that the
external oil system is tight.
If the oil consumption exceeds the admissible value as
a result of combustion in the flow channel of the engine
it may result in a reduced engine lubrication and cooling,
the results of which could be the damage of the bearing
whose seal was destroyed and hot carbon sediments may
deposit on the hot elements of the flow channel. An external
symptom of this type of leakage is a white smoke getting
out of the exhaust pipes after the engine is stopped. In
such a situation we should expect a significant increase in
the emission of PM in the exhaust gases. The recording of
this content during the engine trials at different operating
ranges may enable an identification of the engine operating
range and conditions directly connected to the occurrence
of the increased PM emission, and, at the same time facilitate
the diagnostic reasoning and identify the problem
of the leakage in the shaft support long before the white
smoke appears.
1. Wstęp
Zawartość cząstek stałych w gazach wylotowych silnika
turbinowego zależy między innymi od ilości oleju przedostającego
się poprzez uszczelnienia wałów wirnika do
kanału przepływowego oraz od działania układu automatycznej
regulacji podającego do komory spalania właściwą
dla każdego zakresu pracy silnika ilość paliwa. Olej ulega
spaleniu w wyniku kontaktu z gorącymi elementami kanału,
a wytworzone cząstki stałe usuwane są z silnika razem z
gazami wylotowymi. Jest to zjawisko do pewnego stopnia
naturalne, a jego intensywność może być kontrolowana
przez systematyczny pomiar zużycia oleju, przy założeniu,
że zewnętrzna instalacja olejowa jest szczelna.
Jeżeli w wyniku spalania oleju w kanale przepływowym
silnika zużycie oleju przekroczy wartość dopuszczalną, to
skutkiem tego może być pogorszenie smarowania i chłodzenia
łożyska, którego uszczelnienie zostało uszkodzone i
osadzanie się nagaru na gorących elementach kanału przepływowego.
Zewnętrznym objawem pojawienia się tego
rodzaju nieszczelności jest wydostawanie się białego dymu
z rur wylotowych po wyłączeniu silnika. W tej sytuacji należy
spodziewać się wyraźnego wzrostu zawartości cząstek
stałych w gazach wylotowych. Rejestracja tej zawartości
w czasie próby silnika pracującego na różnych zakresach
może umożliwić identyfikację zakresu i warunków pracy
silnika jednoznacznie związanych z pojawianiem się wzrostu
zawartości cząstek stałych, a tym samym ułatwić wnioskowanie
diagnostyczne i dostrzec problem szczelności podpór
znacznie wcześniej przed pokazaniem się dymu.
44 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

The assessment of the technical condition of the bearing seals of the rotor shaft...
The measurement of the PM content in the exhaust gases
of a turbine engine may turn out useful when verifying the
operation of the bearing seals after reassembling the engine
elements together.
The paper presents the methodology of measurement of
the particulate matter in the engine exhaust gases as well
as the methodology of determining of the engine technical
condition index (based on the data obtained from the measurements)
developed by the authors of this paper.
The threshold (reference) value of the functional diagnostic
signal CS(t) was determined and then the principle of
calculation of the excess values in the time domain t (short
term) was presented along with the way of determining of
the engine technical condition index in the time domain t
and time of operation (long term) Θ.
2. Object of investigations
The object of the investigation was a turbine Rolls-Royce
Allison 250-C20B engine (Tab. 1). The type series Allison
250 are fitted with a centrifugal compressor and a free drive
turbine that transfers the torque to the external power takeoff
(Fig.1). This design
is typical of
helicopter applications.
The
measurements
were conducted
on four engines
of this type fitted
in two helicopters
PZL
Kania (Fig. 2).
Power output/moc wyjściowa obliczeniowa
Pomiar zawartości cząstek stałych w gazach wylotowych
silnika turbinowego może być również przydatny do weryfikacji
działania uszczelnień łożysk po wykonaniu montażu
elementów wirnika.
W opracowaniu przedstawiono sposób pomiaru emisji
cząstek stałych w gazach wylotowych silnika turbinowego
oraz opracowaną przez autorów tego artykułu metodykę wyznaczania
wskaźnika stanu technicznego silnika w oparciu
o dane uzyskane z powyższych pomiarów.
Wyznaczono wartość odniesienia (progową) funkcjonalnego
sygnału diagnostycznego CS(t), a następnie
przedstawiono zasadę obliczania przekroczeń tej wartości
w dziedzinie czasu krótkiego t oraz sposób wyznaczania
wskaźnika stanu technicznego w dziedzinie czasu t i czasu
eksploatacji (długiego) Θ.
2. Obiekt badań
Jako obiekt badań wybrano turbinowy silnik Rolls-
-Royce Allison 250-C20B (tab. 1). Silniki typoszeregu
Allison 250 posiadają sprężarkę osiowo-odśrodkową oraz
swobodną turbinę napędową, która przekazuje moment na
Table 1. Basic technical data of the Rolls-Royce Allison 250-C20B engine [1]
Tabela 1. Podstawowe dane techniczne silnika Rolls-Royce Allison 250-C20B
420 KM (309 kW)
Turbo compressor speed/prędkość obrotowa wału turbosprężarki 50970/min (100%)
Drive turbine speed/prędkość obrotowa wału turbiny napędowej 33290/min (100%)
Power takeoff shaft speed/prędkość obrotowa wału wyjściowego 6016/min (100%)
Maximum stabilized temperature of the exhaust gases downstream the drive turbine/maks.
ustabilizowana temp. gazów wylotowych za turbiną napędową
Weight of the engine without consumables/masa suchego silnika
810 o C
ok. 72 kg
Fig. 1. Diagram of the Rolls-Royce Allison 250-C20B turbine engine [1]
Rys. 1. Schemat silnika turbinowego Rolls-Royce Allison 250-C20B [1]
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
45

Ocena stanu technicznego uszczelnień układu łożyskowania wałów wirnika turbinowego silnika...
Fig. 2. Rolls-Royce Allison 250-C20B turbine engine mounted in the PZL Kania helicopter
Rys. 2. Silnik turbinowy Rolls-Royce Allison 250-C20B zabudowany w śmigłowcu PZL Kania
3. Research equipment
In the tests Horiba TEOM 1105 measurement system
was applied (Fig. 3) composed of oscillating micro balance
TEOM and the exhaust dilution module Micro Diluter
6100 connected with the mini dilution tunnel (Fig. 4). This
device was designed for the measurement of the particulate
matter in the exhaust gases of
piston diesel combustion engines.
The functional features of this
analyzer pushed the authors to
use it for the measurement of
the PM emission from turbine
engines. A successful adaptation
wyjściowy wał odbioru mocy (rys.1). Jest to rozwiązanie
konstrukcyjne typowe dla zastosowań śmigłowcowych.
Pomiary zostały przeprowadzone na czterech silnikach
tego typu, stanowiących źródło napędu dwóch śmigłowców
PZL Kania (rys. 2).
3. Aparatura badawcza
W badaniach zastosowano system pomiarowy Horiba
TEOM 1105 (rys. 3), który składa się z mikrowagi oscylacyjnej
TEOM oraz modułu rozcieńczania spalin Micro
Diluter 6100, połączonego z minitunelem rozcieńczającym
(rys. 4). Jest to urządzenie służące w założeniu do pomiaru
emisji cząstek stałych w spalinach tłokowych silników z
zapłonem samoczynnym. Cechy funkcjonalne analizatora
Fig. 3. Measuring system
Horiba TEOM 1105
Rys. 3. System pomiarowy
Horiba TEOM 1105
Fig. 4. Mini dilution tunnel on the test stand
Rys. 4. Minitunel rozcieńczający na stanowisku pomiarowym
46 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

The assessment of the technical condition of the bearing seals of the rotor shaft...
zadecydowały jednak o zastosowaniu go do pomiarów emisji
cząstek stałych również w spalinach silnika turbinowego.
Udaną adaptację systemu pomiarowego do tego typu silnika
przedstawiono w artykule [6].
Mikrowaga oscylacyjna TEOM (Tapered Element Oscillating
Microbalance) wyznacza na zasadzie grawimetrycznej
masę cząstek stałych w przepływającym strumieniu gazów.
Ustalony stały wydatek objętościowy rozcieńczonych gazów
wylotowych z silnika spalinowego przepływa przez
specjalny filtr wykonany z włókien szklanych pokrytych
teflonem (rys. 5). Masa filtra jest mierzona w sposób ciągły
i rejestrowana przez system pomiarowy. Szczegółowy opis
urządzenia zamieszczono m.in. w publikacjach [2, 4, 6].
Fig. 5. Approximate dimensions of the TEOM
filter; visible layer of the deposited particle matter
Rys. 5. Orientacyjne wymiary filtra TEOM;
widoczna warstwa osadzonych cząstek stałych
of this measurement system to this type of engine has been
presented in work [6].
TEOM (Tapered Element Oscillating Microbalance)
determined (based on the gravimetric method) the mass of
the particulate matter in the flowing stream of exhaust gases.
The determined volumetric constant exhaust volume of the
diluted exhaust gases from the combustion engine flows
through a special filter covered with PTFE (Fig. 5). The
mass of the filter is measured on a continuous basis and is
recorded by the measurement system. A detailed description
of the device can be found in [2, 4, 6].
4. Methodology of measurement of the PM
in the exhaust gases of a turbine engine
Upon fitting of the exhaust gas probe the engine was
started and an engine load was applied according to a procedure
generally accepted in aviation [3, 5, 6]. The engine
load was applied in the following stages: I – automatic engine
start-up, engine reaches low range engine speed, II – low
range (MG), III – intermediate range – until the flight range
is reached (LOT), IV – flight range (LOT), V – back to low
range, VI – low range (MG), VII – rev down of the turbo
compressor.
During the whole engine trial the data from the TEOM
were recorded (program – Fig. 6).
5. The results of the PM emission tests
The recorded values of the PM content in the exhaust
gases of the Rolls-Royce Allison 250-C20B engines served
as a source for the graph data presented in Figures 7 and 8.
6. The PM content in the exhaust gases
of a turbine engine as a functional diagnostic
signal CS(t)
The exhaust sample taken from the exhaust system of
the engine flows through the TEOM analyzer depositing the
PM, which results in the growth of its mass. This mass is
measured at constant intervals Δt = 0.1574 s and the results
4. Metodyka pomiaru emisji cząstek stałych
w gazach wylotowych silnika turbinowego
Po zamocowaniu sondy do poboru próbki gazów wylotowych,
uruchomiono badany silnik i obciążono go według
przyjętej powszechnie w lotnictwie procedury [3, 5, 6], obejmującej
następujące etapy: I – automatyczne uruchomienie
silnika, osiągnięcie prędkości obrotowej małego gazu, II
– zakres małego gazu (MG), III – zakres przejściowy – do
osiągnięcia zakresu LOT, IV – zakres LOT, V – przejście
na zakres małego gazu, VI – zakres małego gazu (MG), VII
– wybieg wirnika turbosprężarki.
Podczas całej próby silnika (program próby – rys. 6)
prowadzono rejestrację danych z analizatora TEOM.
Fig. 6. Program of the RR Allison 250 engine test: MG – low range,
LOT – flight range
Rys. 6. Program próby silnika RR Allison 250: MG – zakres małego
gazu, LOT – zakres LOT
5. Wyniki pomiaru emisji cząstek stałych
Zarejestrowane wartości emisji cząstek stałych w gazach
wylotowych silników Rolls-Royce Allison 250-C20B posłużyły
do wykonania wykresów przedstawionych przykładowo
na rysunkach 7 i 8.
6. Zawartość cząstek stałych w gazach
wylotowych silnika turbinowego jako
funkcjonalny sygnał diagnostyczny CS(t)
Próbka spalin (gazów wylotowych) pobierana z układu
wylotowego silnika przepływa przez filtr analizatora TEOM,
osadzając na nim cząstki stałe, co powoduje wzrost jego
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
47

Ocena stanu technicznego uszczelnień układu łożyskowania wałów wirnika turbinowego silnika...
Fig. 7. Example of the record of particle matter concentration in the exhaust gases of Rolls-Royce Allison 250-C20B engine No. 1 – first test
Rys. 7. Przykładowy zapis stężenia cząstek stałych w gazach wylotowych silnika Rolls-Royce Allison 250-C20B nr 1 – pierwsza próba
Fig. 8. Example of the record of particulate matter concentration in the exhaust gases of Rolls-Royce Allison 250-C20B engine No. 3 – first test
Rys. 8. Przykładowy zapis stężenia cząstek stałych w gazach wylotowych silnika Rolls-Royce Allison 250-C20B nr 3 – pierwsza próba
48 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

The assessment of the technical condition of the bearing seals of the rotor shaft...
are recorded and shown in the form of graphs CS(t) (where
t = i·Δt) and numbers.
Two properties of this signal result from the above:
– because each time we measure the total filter mass, function
CS(t) is nondecreasing;
– function CS(t) is the output signal of the integrating element
– it remembers the values of this signal throughout
the course of the recording.
Functional diagnostic signal CS(t) can be defined as
follows:
where: n·Δt = tr – time of recording.
It is noteworthy that in the case of this signal we have
a non-typical situation: the results of the diagnostic measurement
is a characteristic presenting the course in a given
time window (0, tr) of a given physical quantity not, as it
usually takes place, a numerical value of a diagnostic signal
representing the technical condition at the moment of
measurement.
6.1. The threshold and maximum admissible values
of the functional diagnostic signal
The threshold (reference) value of the functional diagnostic
signal can be defined as follows: it is the highest value
of the functional diagnostic signal generated by an operative
technical object with external interactions not exceeding the
maximum admissible values.
If the value of the functional diagnostic signal exceeds
the threshold value it means that a permanent or momentary
cause appeared that modified the operation of an object
resulting from a deterioration of the technical condition
or an adverse impact of the surroundings. After eliminating
of the cause of the damage or when the said adverse
impact seizes the value of the signal may reduce below the
threshold value.
The maximum admissible value of the functional diagnostic
signal is a boundary value not to be exceeded in the
whole life cycle of the technical object. The obtainment
of the maximum admissible value results in an immediate
withdrawal of the object from operation until the reasons are
detected and eliminated.
In order to determine the threshold value we need to
determine the values of the increments of the PM content
in the subsequent measurement intervals Δt – we need to
determine the course of ΔCS(Δt):
(1)
DCS(Dt) = CS(i·Dt) – CS[(i–1)Dt] (2)
The recording time usually amounts to several seconds.
We have a set of values of several hundred of ΔCS(Δt) increments
. If, in the diagnostic research we use an operative
engine and the tests are carried out under conditions that
ensure that the maximum admissible value of the external
interactions is not exceeded then the threshold value of the
signal ΔCS(Δt) is obtained as follows:
masy. Masa ta mierzona jest w stałych odstępach czasu
Δt = 0, 1574 s, a wyniki pomiarów są rejestrowane i przedstawiane
w postaci wykresu CS(t) (gdzie t = i·Δt) i w postaci
liczbowej.
Wynikają stąd następujące właściwości tego sygnału:
– ponieważ za każdym razem mierzona jest całkowita masa
filtra, funkcja CS(t) jest niemalejąca;
– funkcja CS(t) jest sygnałem wyjściowym elementu całkującego
– „pamięta” zatem wartości tego sygnału w ciągu
całego przebiegu rejestracji;
– funkcjonalny sygnał diagnostyczny CS(t) można zdefiniować
jako wzór (1), gdzie: n·Δt = tr – czas rejestracji.
Należy zauważyć, że w przypadku tego sygnału mamy
do czynienia z nietypową sytuacją: wynikiem pomiaru diagnostycznego
jest charakterystyka przedstawiająca przebieg
w określonym przedziale czasu (0, tr) pewnej wielkości
fizycznej, a nie jak to jest zazwyczaj, konkretna wartość
liczbowa sygnału diagnostycznego, będąca obrazem stanu
technicznego w chwili pomiaru.
6.1. Wartość progowa i dopuszczalna funkcjonalnego
sygnału diagnostycznego
Wartość progową (odniesienia) funkcjonalnego sygnału
diagnostycznego można zdefiniować następująco: jest to
największa wartość funkcjonalnego sygnału diagnostycznego
generowanego przez sprawny obiekt techniczny przy
oddziaływaniach zewnętrznych nieprzekraczających wartości
dopuszczalnych.
Jeżeli wartość funkcjonalnego sygnału diagnostycznego
przekracza wartość progową, oznacza to, że pojawiła się
stała lub chwilowa przyczyna powodująca zmianę działania
obiektu, wynikająca z degradacji stanu technicznego
lub niekorzystnego oddziaływania otoczenia. Po usunięciu
przyczyny uszkodzenia lub ustaniu oddziaływania wartość
sygnału może zmniejszyć się poniżej wartości progowej.
Wartość dopuszczalna funkcjonalnego sygnału diagnostycznego
jest wartością graniczną, nieprzekraczalną w całym
okresie eksploatacji obiektu technicznego. Osiągnięcie
wartości dopuszczalnej powoduje natychmiastowe przerwania
użytkowania do czasu ustalenia i usunięcia przyczyny,
która ten wzrost spowodowała.
W celu wyznaczenia wartości progowej należy wyznaczyć
wartości przyrostów zawartości cząstek stałych
w kolejnych okresach pomiarowych Δt, czyli wyznaczyć
przebieg ΔCS(Δt) – wzór (2).
Czas rejestracji wynosi zazwyczaj kilkadziesiąt sekund.
Dysponujemy więc zbiorem wartości kilkuset przyrostów
ΔCS(Δt). Jeżeli w badaniach diagnostycznych korzysta się z
silnika sprawnego technicznie i badania przeprowadzane są
w warunkach zapewniających nieprzekraczanie wartości dopuszczalnych
oddziaływań zewnętrznych, to wartość progową
sygnału ΔCS(Δt) wyznacza się według wzoru (3), gdzie: μ ΔCS
,
σ ΔCS
– parametry rozkładu normalnego wartości przyrostów
sygnału ΔCS(Δt) wyznaczone dla każdego badanego silnika.
Dla każdego z czterech badanych silników RR Allison
250-C20B wykonano po dwie rejestracje sygnału CS(t).
Przyjęto następujące oznaczenia: 1 – silnik nr 836434, 2 – silnik
nr 836446, 3 – silnik nr 836788, 4 – silnik nr 836791.
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
49

Ocena stanu technicznego uszczelnień układu łożyskowania wałów wirnika turbinowego silnika...
DCS pr
= m DCS
+ 3s DCS
(3)
where: μ ΔCS
, σ ΔCS
– the parameters of normal distribution of
the values of increments of signal ΔCS(Δt) determined for
each tested engine.
For each of the four tested RR Allison 250-C20B engines
two CS(t) signal recording have been performed. The
following notations have been adopted: 1 – engine number
836434, 2 – engine number 836446, 3 – engine number
836788, 4 – engine number 836791.
The PM content in the exhaust is also a function of oil
consumption. The admissible oil consumption for this type of
engines is 0.2 l/h. Since none of the tested engines exceeded
this oil consumption limit and the actual oil consumption was
not recorded, the authors assumed that the oil consumption
was half of that admissible (0.1 l/h).
If the admissible value of the PM content is determined
as the PM content in the exhaust gases at an admissible oil
consumption then the admissible value of ΔCS dop
is twice as
high as the threshold value:
DCS dop
= 2 · DCS pr
(4)
The aim of the conducted experiment was to ascertain the
methodology of the diagnostic tests and diagnostic reasoning
not testing of the technical condition of the said engines – it
Zawartość cząstek stałych w gazach wylotowych jest
funkcją między innymi zużycia oleju. Dopuszczalne zużycie
oleju dla tego typu silników wynosi 0,2 l/h. Ponieważ żaden
z badanych silników nie wykazywał tendencji do przekroczenia
zużycia dopuszczalnego, a rzeczywiste zużycie nie
było rejestrowane, przyjęto, że stanowi ono połowę zużycia
dopuszczalnego (0,1 l/h).
Jeżeli wartość dopuszczalną zawartości cząstek stałych
określimy jako ich zawartość w gazach wylotowych przy
dopuszczalnym zużyciu oleju, to przy powyższym założeniu
wartość dopuszczalna ΔCS dop
jest dwukrotnie większa od
wartości progowej (4).
Celem przeprowadzonego eksperymentu było ustalenie
metodyki badań diagnostycznych i wnioskowania diagnostycznego,
a nie badanie stanu technicznego wymienionych
silników – nie było to możliwe w tak krótkim czasie ich pracy
i po wykonaniu dwóch rejestracji dla każdego egzemplarza.
Z tego też względu powyższe założenie wielkości rzeczywistego
zużycia oleju nie ma wpływu na wnioski wynikające
z wyników badań.
Na rysunkach 9 – 12 przedstawiono przebiegi funkcjonalnych
sygnałów diagnostycznych ΔCS(Δt) zarejestrowanych
dla śmigłowcowych silników turbinowych Rolls-Royce
Allison 250-C20B.
Fig. 9. Course of the functional diagnostic signal ΔCS(Δt) – RR Allison 250-C20B engine No. 1 – first and second record. Notations:
∆CS pr
– threshold value of the diagnostic signal, ∆CS dop
– maximum admissible value of the diagnostic signal
Rys. 9. Przebieg funkcjonalnego sygnału diagnostycznego ΔCS(Δt) – silnik RR Allison 250-C20B nr 1 – pierwsza i druga rejestracja.
Oznaczenia: ∆CS pr
– wartość progowa sygnału diagnostycznego, ∆CS dop
– wartość dopuszczalna sygnału diagnostycznego
50 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

The assessment of the technical condition of the bearing seals of the rotor shaft...
Fig. 10. Course of the diagnostic signal ΔCS(Δt) – RR Allison 250-C20B engine No. 2 – first and second record. Notations: ∆CS pr
– threshold value
of the diagnostic signal, ∆CS dop
– maximum admissible value of the diagnostic signal
Rys. 10. Przebieg funkcjonalnego sygnału diagnostycznego ΔCS(Δt) – silnik RR Allison 250-C20B nr 2 – pierwsza i druga rejestracja.
Oznaczenia: ∆CS pr
– wartość progowa sygnału diagnostycznego, ∆CS dop
– wartość dopuszczalna sygnału diagnostycznego
Fig. 11. Course of the diagnostic signal ΔCS(Δt) – RR Allison 250-C20B engine No. 3 – first and second record. Notations: ∆CS pr
– threshold value
of the diagnostic signal, ∆CS dop
– maximum admissible value of the diagnostic signal
Rys. 11. Przebieg funkcjonalnego sygnału diagnostycznego ΔCS(Δt) – silnik RR Allison 250-C20B nr 3 – pierwsza i druga rejestracja.
Oznaczenia: ∆CS pr
– wartość progowa sygnału diagnostycznego, ∆CS dop
– wartość dopuszczalna sygnału diagnostycznego
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
51

Ocena stanu technicznego uszczelnień układu łożyskowania wałów wirnika turbinowego silnika...
Fig. 12. Course of the diagnostic signal ΔCS(Δt) – RR Allison 250-C20B engine No. 4 – first and second record. Notations: ∆CS pr
– threshold value
of the diagnostic signal, ∆CS dop
– maximum admissible value of the diagnostic signal
Rys. 12. Przebieg funkcjonalnego sygnału diagnostycznego ΔCS(Δt) – silnik RR Allison 250-C20B nr 4 – pierwsza i druga rejestracja.
Oznaczenia: ∆CS pr
– wartość progowa sygnału diagnostycznego, ∆CS dop
– wartość dopuszczalna sygnału diagnostycznego
was impossible in such a short period of time of their operation
after only two recordings for each unit. Hence, the above
assumption of the actual oil consumption does not influence
the conclusions resulting from the investigations.
Figures 9 – 12 show the courses of the functional diagnostic
signals ΔCS(Δt) recorded for the Rolls-Royce Allison
250-C20B helicopter turbine engines.
6.2. Excess of the threshold value of the functional
diagnostic signal
If, in certain measurement interval Δt the value of the
increment of PM content ΔCS(Δt) exceeds threshold value
ΔCSpr, then the excess of the threshold value takes place
in this interval:
p(Dt) = DCS(Dt) – DCS pr
(5)
Functional diagnostic signal ΔCS(Δt) throughout the
whole period of operation cannot exceed maximum admissible
value ΔCS dop
. This limitation determines the maximum
admissible excess of the threshold value:
p dop
= DCS dop
– DCS pr
(6)
Figure 13 shows the above-discussed excess.
The excess of the threshold value is a positive value
expressed in units appropriate for the physical quantity
representing the diagnostic signal. If the signal value does
not exceed the threshold value we assume that the excess
value is zero.
6.2. Przekroczenie wartości progowej funkcjonalnego
sygnału diagnostycznego
Jeżeli w pewnym okresie pomiarowym Δt wartość przyrostu
zawartości cząstek stałych ΔCS(Δt) będzie większa
niż wartość progowa ΔCS pr
, to w tym okresie pojawiło się
przekroczenie wartości progowej (5).
Funkcjonalny sygnał diagnostyczny ΔCS(Δt) w ciągu
całego okresu eksploatacji silnika nie może przekroczyć
wartości dopuszczalnej ΔCS dop
. Ograniczenie to wyznacza
maksymalną dopuszczalną wartość przekroczenia wartości
progowej (6).
Na rysunku 13 przedstawiono omówione powyżej przekroczenia.
Przekroczenie wartości progowej jest liczbą dodatnią,
wyrażoną w jednostkach właściwych dla reprezentującej
sygnał diagnostyczny wielkości fizycznej. Jeżeli wartość
sygnału nie przekracza wartości progowej, przyjmuje się,
że wartość przekroczenia wynosi zero.
6.3. Wskaźnik stanu technicznego
Z każdym przekroczeniem wartości progowej p(Δt)
związana jest generująca je zmiana wartości funkcjonalnego
sygnału diagnostycznego, której przyczyną jest z kolei
zmiana (degradacja) stanu technicznego obiektu, wpływająca
na jego funkcjonowanie. Stan techniczny uszczelnień łożysk
określony na podstawie zawartości cząstek stałych w gazach
wylotowych przedstawia wskaźnik (7).
Jeżeli sygnał ΔCS(Δt) nie przekracza wartości progowej
(p(Δt) = 0), to wskaźnik stanu S CS
(Δt) = 1. Jeżeli pojawią
52 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

The assessment of the technical condition of the bearing seals of the rotor shaft...
6.3. Technical condition index
With each excess of the threshold value p(Δt) there is a
change in the value of the functional diagnostic signal that
generates this threshold, whose cause is the change (deterioration)
of the technical condition of the object that influences
its operation. The technical condition of the bearing seals
determined based on the PM content in the exhaust gases is
presented by the following index:
(7)
If signal ΔCS(Δt) does not exceed the threshold value
(p(Δt) = 0) then technical condition index S CS
(Δt) = 1. If
there are excess values lower than the maximum admissible
one the index will assume the values in the range (0, 1). If an
maximum admissible excess occurs the index will be zero,
which denotes that the engine has to be withdrawn from
operation until the cause is eliminated.
Within a single recording we can obtain a set of values
of the technical condition indexes in the time domain t
(short term), corresponding to the individual excesses of
the threshold value.
The technical condition index for the whole recording
in the operation time domain Θ (long term) is determined
by the relation:
where: k – number of measurement intervals Δt, where the
excess of the threshold value took place during the recording
of the ΔCS(Δt) signal after Θ of the engine operation.
The values of the technical condition indexes S CS
(Θ)
for the individual recordings carried out for four tested
Rolls-Royce Allison 250 C20B engines have been shown
in Table 2.
(8)
Table 2. Technical condition index S CS
(Θ) determined based on the
threshold excess values of the functional diagnostic signal ΔCS(Δt) for
RR Allison 250-C20B engines
Tabela 2. Wskaźnik stanu technicznego S CS
(Θ) wyznaczony na podstawie
przekroczeń wartości progowych funkcjonalnego sygnału diagnostycznego
ΔCS(Δt) dla silników RR Allison 250-C20B
Time [Θ]
7. Conclusions
Engine No.
1 2 3 4
2522 0.9402 1.0000
2545 0.8736 0.9306
Technical state index S CS
(Θ)
2790 1.0000 0.8936
2806 1.0000 1.0000
In the paper a method of identification of the technical
condition index of an object (in this case – the bearing seals
of the turbine engine shafts) has been presented based on the
technical conditions index defined by the authors.
Fig. 13. Excess of the threshold value of the functional diagnostic signal
and the maximum admissible excess of the functional diagnostic signal.
Notations: ∆CS – functional diagnostic signal, ∆t – measuring interval,
∆CS pr
– threshold value of the diagnostic signal, ∆CS dop
– maximum
admissible value of the diagnostic signal, p(∆t) – excess of the threshold
diagnostic signal value, p dop
– maximum admissible excess of the functional
diagnostic signal
Rys. 13. Przekroczenie wartości progowej funkcjonalnego sygnału
diagnostycznego i przekroczenie dopuszczalne funkcjonalnego sygnału
diagnostycznego. Oznaczenia: ∆CS – funkcjonalny sygnał diagnostyczny,
∆t – okres pomiarowy, ∆CS pr
– wartość progowa sygnału diagnostycznego,
∆CS dop
– wartość dopuszczalna sygnału diagnostycznego,
p(∆t) – przekroczenie wartości progowej sygnału diagnostycznego, p dop
– przekroczenie dopuszczalne wartości sygnału diagnostycznego
się przekroczenia mniejsze od dopuszczalnego, wskaźnik
będzie przyjmował wartości z przedziału (0, 1). W przypadku
pojawienia się przekroczenia dopuszczalnego wskaźnik
przyjmie wartość zero, co oznacza konieczność przerwania
użytkowania silnika do czasu usunięcia przyczyny, która to
przekroczenie wywołała.
W ramach jednej rejestracji można otrzymać zbiór wartości
wskaźników stanu w dziedzinie czasu krótkiego t, odpowiadających
poszczególnym przekroczeniom wartości progowej.
Wskaźnik stanu technicznego dla całej rejestracji w dziedzinie
czasu eksploatacji Θ (długiego) określa zależność (8),
gdzie: k – liczba okresów pomiarowych Δt, w których pojawiło
się przekroczenie wartości progowej w czasie rejestracji
sygnału ΔCS(Δt) po czasie Θ użytkowania silnika.
Wartości wskaźników stanu technicznego S CS
(Θ) dla poszczególnych
rejestracji wykonanych dla czterech badanych
silników Rolls-Royce Allison 250 C20B przedstawiono w
tabeli 2.
7. Podsumowanie
W opracowaniu przedstawiono metodę identyfikowania
stanu technicznego obiektu (w tym przypadku uszczelnień
łożysk wałów wirnika silnika turbinowego) za pomocą
zdefiniowanego przez autorów wskaźnika stanu.
Wskaźnik stanu technicznego wyznaczony w dziedzinie
czasu krótkiego t charakteryzuje się następującymi właściwościami:
a) jest liczbą bezwymiarową,
b) przyjmuje wartości z przedziału (0÷1),
c) przyjmuje wartość 1, jeżeli związany z nim funkcjonalny
sygnał diagnostyczny nie przekracza wartości
progowej,
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
53

Ocena stanu technicznego uszczelnień układu łożyskowania wałów wirnika turbinowego silnika...
The technical condition index determined in the time
domain t (short term) is characterized by the following
properties:
a) it is a dimensionless number,
b) assumes values from 0÷1,
c) assumes 1, if the relevant functional diagnostic signal
does not exceed the threshold value,
d) assumes values less than 1 if there are excesses of the
threshold value lower than the maximum admissible
excess,
e) assumes the value of 0 if the excess of the threshold value
reaches the maximum admissible value.
The technical condition index assumes the value of 1 if
all the indexes equal 1. The technical condition index is determined
in the operation time domain Θ based on the value
of the indexes determined in the short term time domain t,
being the domain of function ΔCS(Δt) determined as a result
of each signal recording.
The technical condition index assumes the value lower
than 1 if at least one of the indexes determined in short term
time domain t is lower than 1 and assumes the value of 0, if
at least one of them assumes that value.
Analyzing the indexes of the S CS
(Θ) presented in Table
1 we can observe that in relation to engine 1 there occurred
excesses of threshold value ΔCS(Δt) that led to the reduction
of the technical condition indexes determined for both
recordings. A confirmation of this result may be the appearance
of smoke from the exhaust pipes after the engine stop.
The result seems particularly valuable since it was obtained
with a relatively low number of measurements (trials) and
the conclusions are in line with the observations made earlier
during regular operation of the tested engines.
Taking the above into account we state that the presented
technical conditions index determined based on the measurements
of the PM content in the exhaust gases is a reliable
tool for the identification of the technical conditions of a
turbine combustion engine.
d) przyjmuje wartości mniejsze od 1, jeżeli pojawią się
przekroczenia wartości progowej mniejsze od przekroczenia
dopuszczalnego,
e) przyjmuje wartość 0, jeżeli przekroczenie wartości
progowej osiągnie wartość dopuszczalną.
Wskaźnik stanu technicznego wyznaczony w dziedzinie
czasu eksploatacji Θ na podstawie wartości wskaźników
wyznaczonych w dziedzinie czasu krótkiego t (dziedzina
funkcji ΔCS(Δt) wyznaczanej w wyniku każdej rejestracji
sygnału) przyjmie wartość 1, jeżeli wszystkie te wskaźniki
będą równe 1.
Wskaźnik stanu technicznego przyjmie wartość mniejszą
od 1, jeżeli chociaż jeden ze wskaźników wyznaczonych
w dziedzinie czasu krótkiego t będzie mniejszy od 1 oraz
przyjmie wartość 0, jeżeli co najmniej jeden z nich przyjmie
tę wartość.
Analizując wartości wskaźników S CS
(Θ) przedstawione
w tabeli 1, można zauważyć, że w odniesieniu do silnika
nr 1 wystąpiły przekroczenia wartości progowej sygnału
ΔCS(Δt) powodujące zmniejszenie wartości wskaźników
stanu wyznaczonych dla obydwu rejestracji. Potwierdzeniem
tego wyniku jest pojawienie się dymienia z rur wylotowych
po wyłączeniu silnika po pierwszej rejestracji. Wynik wydaje
się tym cenniejszy, że otrzymano go przy stosunkowo niewielkiej
liczbie pomiarów (prób), a wnioski pokrywają się z
obserwacjami dokonanymi już wcześniej podczas normalnej
eksploatacji badanych silników.
Uwzględniając powyższe, należy sądzić, że przedstawiony
wskaźnik stanu technicznego, określony na podstawie
pomiarów zawartości cząstek stałych w gazach wylotowych,
może być wiarygodnym narzędziem identyfikacji stanu
technicznego turbinowego silnika spalinowego.
Paper reviewed/Artykuł recenzowany
Bibliography/Literatura
[1] Pawlik T.: Engine Training Manual for Model 250 C-20B,
Allison Turbine Division of General Motors Corporation 1989,
tłum. polskie, Świdnik 2009.
[2] Golomb P.: New Method for Particulate Matter Measurement
with TEOM Diesel Particulate Mass Monitor, PTNSS Congress,
Cracow 2007.
[3] Magier J.: The estimation of technical state of helicopter turbine
engine bearing system, PTNSS Congress, Cracow 2007.
[4] Dutczak J.: Application Of The TEOM Analyser To SI Engine
Particulates Emissions Measurement, International Congress
Motor Vehicles & Motors 2008, Kragujevac 2008.
[5] Dutczak J., Magier J.: Conception of evaluation of technical
state of turbine engine elements on the base of exhaust gases
chemical composition changes, Combustion Engines/Silniki
Spalinowe nr 2009-SC1, PTNSS June 2009.
[6] Dutczak J.: Investigation of the particle matter emission in the
exhaust gas of the GTD-350 turbine engine, PTNSS-2011-SC-
173, Combustion Engines/Silniki Spalinowe nr 3/2011.
Jerzy Dutczak, DEng. – doctor in the Department
of Combustion Engines, Faculty of Mechanics at
Cracow University of Technology.
Dr inż. Jerzy Dutczak – adiunkt w Katedrze Silników
Spalinowych na Wydziale Mechanicznym
Politechniki Krakowskiej.
e-mail: jdutczak@usk.pk.edu.pl
Janusz Magier, DEng. – Polish Aviation.
Dr inż. Janusz Magier – pracownik lotnictwa
państwowego.
e-mail: janusz.magier@gmail.com
54 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

A comparative analysis of platinum and oxide-based catalytic converters...
Wojciech KAMELA
Stanisław KRUCZYŃSKI
PTNSS-2012-SS3-306
A comparative analysis of platinum and oxide-based catalytic converters
in terms of NO x
reduction with ammonia
The paper presents a comparison of the catalytic properties of two types of catalytic converters (containing platinum
and oxide active coatings) in the aspect of a reduction of nitric oxides with ammonia. The tests were performed for three
concentrations of ammonia in the exhaust gases of a diesel engine. The work contains images of the topography of the active
surface of the catalytic converters and the results of its physical and chemical analysis. The changes of the conversion
rates of the nitric oxides have also been presented in the converter temperature range from 150 to 550 °C along with the
results of calculations of the shares of NO 2
in NO x
for all analyzed concentrations of ammonia in the exhaust gases.
Key words: combustion engine, catalytic converters, selective catalytic reduction, nitric oxides, air pollution
Analiza porównawcza reaktorów z katalizatorem platynowym i tlenkowym
w procesie redukcji NO x
amoniakiem
W artykule przedstawiono porównanie właściwości katalitycznych dwóch rodzajów reaktorów katalitycznych z
warstwami aktywnymi: platynową i tlenkową w aspekcie redukcji tlenków azotu za pośrednictwem amoniaku. Badania
przeprowadzono przy trzech wartościach stężeń amoniaku w gazach spalinowych silnika o zapłonie samoczynnym. Praca
zawiera obrazy topografii powierzchni aktywnej reaktorów oraz wyniki jej analizy fizyko-chemicznej. Przedstawiono także
zmiany konwersji tlenków azotu w zakresie temperatur pracy reaktorów od 150 do 550 °C oraz wyniki obliczeń udziałów
NO 2
w NO x
dla wszystkich analizowanych wartości stężeń amoniaku w gazach spalinowych.
Słowa kluczowe: silniki spalinowe, reaktory katalityczne, redukcja selektywna, tlenki azotu, zanieczyszczenie
powietrza
1. Introduction
In diesel engines one of the most important issues in
terms of environment protection is to ensure the NO x
emission
levels to comply with the Euro 5 standard and Euro
6 in the future. One of the solutions to this problem is the
application of selective catalytic reduction of NO x
in diesel
engines. Currently, the most frequently applied system in
diesel engines is selective catalytic reduction with the use of
ammonia NH 3
-SCR (NH 3
– Selective Catalytic Reduction)
[1 – 3]. The reactions of reduction of NO and NO 2
occurring
on the active surface of the converters are described by
relations [3]:
4NO + 4NH 3
+ O 2
→ 4N 2
+ 6H 2
O (1)
6NO 2
+ 8NH 3
→ 7N 2
+ 12H 2
O (2)
2NH 3
+ NO + NO 2
→ 2N 2
+ 3H 2
O (3)
In commercial solutions regarding the said system the
most frequently applied catalytic converters are oxide-based
converters such as: V 2
O 5
/WO 3
/TiO 2
[4 – 6]. The worldwideconducted
research has shown, however, that these converters
can reach high NO x
conversion efficiency only at higher
temperatures of the catalytic process [7] and it is a problem
to reduce the NO x
concentration in the temperature range
of 150 – 250 °C. This is an important issue particularly for
1. Wstęp
W odniesieniu do silników o zapłonie samoczynnym
jednym z najważniejszych zagadnień w aspekcie ochrony
środowiska naturalnego jest zapewnienie, w pojazdach
wyposażonych we wspomniany typ silników, poziomów
emisji tlenków azotu obowiązujących w normie Euro 5 oraz
w przyszłości Euro 6. Jednym z rozwiązań tego problemu
jest zastosowanie w pojazdach wyposażonych w silniki o
zapłonie samoczynnym układów selektywnej katalitycznej
redukcji NO x
. Obecnie najczęściej stosowanym układem w
omawianym typie pojazdów jest układ selektywnej katalitycznej
redukcji tlenków azotu amoniakiem NH 3
-SCR (NH 3
– Selective Catalytic Reduction) [1 – 3]. Reakcje redukcji NO
oraz NO 2
zachodzące na powierzchni aktywnej reaktorów
tego typu opisują zależności (1) – (3) [3].
W rozwiązaniach komercyjnych tego typu układów
najczęściej stosowanymi reaktorami katalitycznym są reaktory
tlenkowe, np.: V 2
O 5
/WO 3
/TiO 2
[4 – 6]. Prowadzone
na świecie badania wykazały jednak, że reaktory te osiągają
wysokie poziomy konwersji NO x
dopiero w wyższych
temperaturach procesu katalitycznego [7]; problemem jest
natomiast obniżenie stężenia NO x
w przedziale temperatur
150 – 250 °C. Jest to zagadnienie szczególnie ważne w odniesieniu
do samochodów osobowych, gdzie ich warunki
eksploatacji, szczególnie w trybie jazdy miejskiej, nie pozwalają
uzyskać spalin o temperaturach przekraczających
250 °C. Wtedy spaliny opuszczające silnik nie są w stanie
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
55

Analiza porównawcza reaktorów z katalizatorem platynowym i tlenkowym...
passenger vehicles whose operating conditions (urban driving
cycles) do not generate exhaust gases of temperatures
exceeding 250 °C. Hence, the exhaust gases leaving the
engine do not heat up and maintain the temperature of the
converter on the level ensuring its efficient operation. A solution
to this problem could be the application of a catalytic
converter that uses platinum as the catalyst. The results of
investigations on the reduction process of NO x
with ammonia
have shown that platinum-based converters reach high NO x
conversion rates at much lower temperatures than it is in the
case of active oxide layers [8 – 10].
The aim of this work is to compare to research models
of catalytic converters of the NH 3
-SCR system in the aspect
of their ability to convert NO x
. One of the converters was a
specially prepared platinum-based catalytic converter and the
other was a serially manufactured oxide-based converter.
2. Research catalytic converters
For the tests two models of catalytic converters were
used. Both were made in a cylindrical form of the dimensions:
diameter Φ = 42 mm and length l = 90 mm. The images
of the cylinders have been shown in Fig. 1. The composition
of the active layers and the construction of the monoliths
were as follows:
– the platinum-based converter was built on a substrate
made from a steel foil of the cell density of 400 cpsi (cpsi
– cells per square inch). On the substrate a washcoat was
applied of Al 2
O 3
in the amount of 47 g/dm 3 and then it was
impregnated with platinum in the amount of 2.5 g/dm 3 ,
– the oxide-based catalytic converter was cut out of a NH 3
-
SCR system that is serially manufactured and fitted in
heavy-duty vehicles. The converter monolith was made
from cordierite (MgO·Al 2
O 3·5SiO 2
) and the cell density
was 300 cpsi. A detailed chemical composition of the
active layer of this converter was not known and was
determined based on physical and chemical analyses.
nagrzać i utrzymywać temperatury reaktora katalitycznego w
zakresie jego skutecznej pracy. Rozwiązaniem tego problemu
może być zastosowanie reaktora, w którym jako katalizator
zastosowano platynę. Wyniki badań prowadzonych nad
procesem redukcji NO x
amoniakiem pokazały, że reaktory
z katalizatorem platynowym osiągają wysokie poziomy
konwersji NO x
w znacznie niższych temperaturach niż z
aktywnymi warstwami tlenkowymi [8 – 10].
Celem niniejszej pracy jest porównanie dwóch modeli
badawczych reaktorów katalitycznych systemu NH 3
-SCR w
aspekcie ich zdolności do konwersji tlenków azotu. Jednym
z reaktorów był specjalnie przygotowany reaktor z katalizatorem
platynowym, natomiast jako drugi zastosowano
pochodzący z produkcji seryjnej reaktor z katalizatorem
tlenkowym.
2. Reaktory badawcze
Do badań zastosowano dwa modele reaktorów badawczych
wykonane w postaci walca o wymiarach: średnica
Φ = 42 mm i długość l = 90 mm, których zdjęcie przedstawiono
na rysunku 1. Skład warstw aktywnych i budowa
monolitów reaktorów były następujące:
– reaktor z katalizatorem platynowym zbudowano na nośniku
zwiniętym z folii stalowej o gęstości upakowania
kanalików 400 cpsi (cpsi – cells per square inch). Na
nośnik reaktora naniesiono warstwę pośrednią w postaci
tlenku glinu Al 2
O 3
w ilości 47 g/dm 3 , a następnie był on
impregnowany platyną w ilości 2,5 g/dm 3 ,
– reaktor z katalizatorem tlenkowym wycięto z wkładu
reaktora systemu NH 3
-SCR seryjnie produkowanego, montowanego
w samochodach ciężarowych. Monolit reaktora
został wykonany z kordierytu (MgO·Al 2
O 3·5SiO 2
), a gęstość
upakowania kanalików wynosiła 300 cpsi. Dokładny
skład chemiczny warstwy aktywnej tego reaktora nie był
znany i został określony na podstawie badań fizykochemicznych.
a) b)
Fig. 1. Models of catalytic converters
Rys. 1. Modele reaktorów badawczych
The active layers of both converters were subjected
to physical and chemical tests using SEM (Scanning
Electron Microscope). Figure 2 presents the images of
the topography of the surface of both tested catalytic
converters enhanced 5000 times and the results of local
analysis of the chemical composition of the active
layers.
From the obtained results (Fig. 3) in the case of the
platinum-based catalytic converter the catalyst is platinum
(Pt) and the washcoat is Al 2
O 3
. Analyzing the results for the
Fig. 2. Topography of the active surface enhanced 5000x times for the converters
with: a) platinum-based catalyst, b) oxide-based catalyst
Rys. 2. Topografia powierzchni aktywnej w powiększeniu 5000x dla reaktorów z
katalizatorem: a) platynowym, b) tlenkowym
Powierzchnie aktywne obu reaktorów poddano badaniom
fizykochemicznym z wykorzystaniem skaningowego
mikroskopu elektronowego SEM (Scanning Electron Microscope).
Na rysunku 2 przedstawiono zdjęcia topografii
powierzchni obu badanych reaktorów w powiększeniu 5000
56 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

A comparative analysis of platinum and oxide-based catalytic converters...
a) b)
Fig. 3. The results of the local microanalysis of the chemical composition of the active layers of the converters: a) platinum-based, b) oxide-based
Rys. 3. Wyniki mikroanalizy punktowej składu chemicznego warstw aktywnych dla reaktora z katalizatorem: a) platynowym, b) tlenkowym
W celu przeprowadzenia badań zbudowano
stanowisko badawcze przedstawione
na rysunku 4. Jako generator spalin
użyto silnika Perkins 1104-C. Podczas
pomiarów silnik pracował ze stałą prędkością
obrotowa wynoszącą n = 1400
obr/min przy stałym obciążeniu równym
Me = 200 Nm. Ze względu na to, że
w procesie redukcji tlenków azotu
amoniakiem zachodzą jednocześnie
reakcje redukcji NO i NO 2
(zgodnie
z równaniami (1) – (3)), w układzie
wylotowym silnika zamontowany został
reaktor utleniający OC (Oxidation
Catalyst).
Zadaniem tego reaktora było utlenienie
części NO obecnych w dużej
ilości w gazach spalinowych do NO 2
.
Stopień konwersji NO do NO 2
wynosił
w tych warunkach pracy silnika 37%.
Za reaktorem utleniającym znajdowała
się dysza, którą doprowadzano do
gazów spalinowych silnika amoniak
o odpowiednim stężeniu. W celu
uniknięcia niepożądanego zjawiska
łączenia się amoniaku z wodą (twooxide-based
catalytic converter the main catalyst is TiO 2
and most probably WO 3
. The other compounds visible in
the spectrum for both converters most likely come from
the steel layer of the platinum and ceramic monolith of the
oxide-based converter.
3. Test stand and test procedure
In order to carry out the tests the authors built a test stand
shown in Fig. 4. The Perkins 1104-C engine was used as the
exhaust gas generator. During the measurements the engine
operated at a constant speed of n = 1400 rpm and a constant
Fig. 4. Schematics of the test stand
Rys. 4. Schemat blokowy stanowiska badawczego
razy oraz wyniki punktowej analizy składu chemicznego
warstw aktywnych.
Z uzyskanych rezultatów badań (rys. 3) wynika, że w
odniesieniu do reaktora z katalizatorem platynowym jednym
związkiem katalitycznym jest platyna (Pt), a jako warstwa
pośrednia tlenek glinu (Al 2
O 3
). Rozpatrując wyniki uzyskane
dla reaktora z katalizatorem tlenkowym, można zauważyć, że
głównym związkiem katalitycznym jest tlenek tytanu (TiO 2
)
oraz przypuszczalnie trójtlenek wolframu (WO 3
). Pozostałe
związki widoczne na widmach obu reaktorów pochodzą
najprawdopodobniej ze stalowej warstwy monolitu reaktora
platynowego i ceramicznej reaktora
tlenkowego.
3. Stanowisko badawcze
i procedura badań
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
57

Analiza porównawcza reaktorów z katalizatorem platynowym i tlenkowym...
Zarejestrowane podczas badań wartości stężeń NO x
i NO 2
pozwoliły na obliczenie wartości chwilowych konwersji NO x
oraz udziału NO 2
w NO x
w funkcji temperatury pracy reaktorów.
Zmierzone wartości stężeń NH 3
za reaktorami posłużyły
do określenia stopnia wtórnej emisji tego związku również
w funkcji temperatury procesu katalitycznego. Na rysunkach
5 – 7 przedstawiono porównanie zmian konwersji NO x
dla
obu badanych reaktorów przy stężeniu amoniaku w gazach
spalinowych doprowadzanych na wlot reaktora wynoszących
odpowiednio 240, 320 oraz 400 ppm, co odpowiadało wartościom
udziału NH 3
do NO x
wynoszącym kolejno 0,5; 0,65
oraz 0,8. Na wykresach naniesiono dodatkowo zmierzoną
podczas badań ucieczkę NH 3
.
Przyjęto następujące oznaczenia charakterystycznych
parametrów pracy badanych reaktorów wyszczególnione
na rysunku 5: T 50Pt
– temperatura konwersji 50% reaktora
platynowego, ΔT 50Pt
– okno temperaturowe konwersji 50%
reaktora platynowego, k maxPt
– maksymalny uzyskany poziom
konwersji w reaktorze platynowym, T maxPt
– temperatura
występowania maksymalnego poziomu konwersji w reaktorze
platynowym.
Przyjęto następujące oznaczenia charakterystycznych
parametrów pracy badanych reaktorów wyszczególnione
na rysunku 6: T 50Pt
– temperatura konwersji 50% reaktora
platynowego, T 50T
– temperatura konwersji 50% reaktora
tlenkowego, ΔT 50Pt
– okno temperaturowe konwersji 50% reaktora
platynowego, ΔT 50T
– okno temperaturowe konwersji
50% reaktora tlenkowego, k maxPt
– maksymalny uzyskany poload
Me = 200 Nm. Because during the NO x
reduction
process with ammonia also the reactions of reduction of NO
and NO 2
occur (as in the (1) – (3) equations) in the engine
exhaust systems an oxidation catalyst (Oxidation Catalyst)
was fitted as well.
The task of this catalytic converter was to oxidize a part
of NO contained in the exhaust gases to NO 2
. The level of
conversion of NO to NO 2
was 37% under these conditions
of engine operation. Downstream the oxycat there was a
nozzle through which the ammonia of proper concentration
was fed to the exhaust gases. In order to avoid the unwanted
phenomenon of bonding of ammonia with water (formation
of ammonia water) the NH 3
dosage to the exhaust system was
done as all the elements of the measurement chains through
which the gases flew were warmed up to the temperature of
above 100 °C. The flow rate of the ammonia was adjusted
in the range of 240 – 400 ppm through a rotameter and its
concentration in the exhaust gases was controlled through
the GFM 430 analyzer. The exhaust gases containing ammonia
were directed to the exhaust analyzers where the
concentrations of the individual exhaust gas components
were recorded. In the subsequent stage of the measurements
the exhaust gases were directed through heated lines to the
electric pipe heater PR 90/1100K where the models of the
converters were placed. The electronic heater controller
precisely set and adjusted the temperature of the catalytic
process. The tests were conducted in the temperature range
of 150 – 550 °C. Past the heater the exhaust gases were again
directed to the analyzers where the concentrations of the
exhaust components were recorded on a continuous basis. At
the same time through thermocouples located upstream and
downstream the tested catalytic converters the temperature
of the exhaust gases was measured at the inlet and outlet
of the devices. On this basis an instantaneous temperature
of the catalytic process was determined. During the tests in
order to determine the secondary emission of NH 3
at selected
temperatures of the catalytic conversion the concentrations
of ammonia were recorded at the outlet of the devices.
4. Results
The concentrations of NO x
and NO 2
during the tests enabled
calculating of the instantaneous values of the conversion
rates of NO x
and the share of NO 2
in NO x
as a function of
the converter operating temperature. The measured concentrations
of NH 3
past the converters served to determine the
secondary emission rate of this compound also as a function
of temperature of the catalytic process. In Figs 5 – 7 the comparison
of the conversion changes of NO x
has been presented
for both tested converters at the ammonia concentrations in
the exhaust gases fed to the converter amounting to 240, 320
and 400 ppm respectively, which corresponded to the value
of the NH 3
share against NO x
0.5; 0.65 and 0.8. In the graphs
additionally NH 3
slip during the tests was marked.
The following symbols have been adopted for the characteristic
parameters of operation of the tested catalytic converters
shown in Fig. 5: T 50Pt
– conversion temperature 50%
of the platinum-based converter, ΔT 50Pt
– conversion temperature
window 50% of the platinum-based converter, k maxPt
rzenie wody amoniakalnej) dozowanie NH 3
do układu
wylotowego silnika odbywało się w momencie rozgrzania
wszystkich elementów torów pomiarowych, przez które
przepływały gazy spalinowe, do temperatury powyżej
100 °C. Natężenie przepływu amoniaku było regulowane
w zakresie 240 – 400 ppm za pomocą rotametru, a jego
stężenie w gazach spalinowych kontrolowano za pomocą
analizatora GFM 430. Gazy spalinowe zawierające
w swoim składzie amoniak były kierowane do zestawu
analizatorów spalin, w których rejestrowano stężenia poszczególnych
związków toksycznych. W kolejnym etapie
pomiarów spaliny kierowane były za pomocą grzanych
dróg gazowych do elektrycznego pieca rurowego PR
90/1100K, w którym umieszczane były modele reaktorów
badawczych. Elektroniczny sterownik pieca pozwalał na
zadawanie i precyzyjną regulacje temperatury procesu katalitycznego.
Badania prowadzone były w zakresie temperatur
150 – 550 °C. Po opuszczeniu pieca spaliny były kierowane
ponownie do analizatorów spalin, gdzie w sposób ciągły
rejestrowane były stężenia związków toksycznych. Jednocześnie
za pomocą termopar umieszczonych przed i za
badanym reaktorem katalitycznym dokonywano pomiaru i
rejestracji temperatur gazów spalinowych na wlocie i wylocie
reaktora. Na tej podstawie wyznaczana była chwilowa
temperatura procesu katalitycznego. Podczas pomiarów w
celu wyznaczenia wtórnej emisji NH 3
, w wybranych temperaturach
konwersji katalitycznej, rejestrowano stężenia
amoniaku na wylocie badanych reaktorów.
4. Wyniki badań
58 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

A comparative analysis of platinum and oxide-based catalytic converters...
Fig. 5. Changes of NO x
conversion rates and the secondary NH 3
emission downstream the platinum
and oxide-based converters at the NH 3
concentration of 240 ppm at the inlet to the devices
Rys. 5. Zmiany konwersji NO x
oraz wtórna emisja NH 3
za reaktorem z katalizatorem platynowym
i tlenkowym przy stężeniu NH 3
na wlocie do reaktorów wynoszącym 240 ppm
– maximum conversion rate obtained in the platinum-based
converter, T maxPt
– temperature of occurrence of the maximum
conversion rate in the platinum-based converter.
The following symbols have been adopted for the characteristic
parameters of operation of the tested catalytic converters
shown in Fig. 6: T 50Pt
– conversion temperature 50%
of the platinum-based converter, T 50T
– conversion temperature
50% of the oxide-based converter, ΔT 50Pt
– conversion
temperature window 50% of the platinum-based converter,
ΔT 50T
– conversion temperature window 50% of the oxidebased
converter, k maxPt
– maximum obtained conversion rate
in the platinum-based converter, k maxT
– maximum obtained
conversion rate in the oxide-based converter, T maxPt
– temperature
of occurrence of the maximum conversion rate in
the platinum-based converter, T maxT
– temperature of occurrence
of the maximum conversion rate in
the oxide-based converter.
The symbols of the characteristic operating
parameters of the catalytic converters
marked in Fig. 7 are analogical to the ones
shown in Fig. 6.
From the obtained results of the conversion
we can clearly see that the growth
in the concentration of the solution of ammonia
at the inlet to both the platinum and
oxide-based catalytic converters results in
a growth of the NO x
conversion rate. Observing
the obtained results we can assume
that the platinum catalyst has higher NO x
conversion rates only at temperatures up
to 300 °C as compared to the oxide-based
catalyst. In temperatures above 350 °C
in the platinum-based catalytic converter
occurs an unwanted phenomenon of secondary
NO x
emission. The advantage of
ziom konwersji w reaktorze platynowym,
k maxT
– maksymalny uzyskany poziom
konwersji w reaktorze tlenkowym, T maxPt
–
temperatura występowania maksymalnego
poziomu konwersji w reaktorze platynowym,
T maxT
– temperatura występowania
maksymalnego poziomu konwersji w
reaktorze tlenkowym.
Oznaczenia charakterystycznych
parametrów pracy reaktorów zaznaczone
na rysunku 7 są analogiczne do przedstawionych
na rysunku 6.
Z otrzymanych wyników konwersji
widać wyraźnie, że wzrost stężenia roztworu
amoniaku na wlocie zarówno do
reaktora z katalizatorem platynowym, jak
i tlenkowym powoduje wzrost konwersji
NO x
. Obserwując uzyskane wyniki, można
uznać, że reaktor z katalizatorem platynowym
tylko w zakresie niskich temperatur,
tj. do 300 °C uzyskuje wyższe poziomy
konwersji tlenków azotu w stosunku do
reaktora z katalizatorem tlenkowym. W
temperaturach powyżej 350 °C w reaktorze z katalizatorem
platynowym występuje niepożądane zjawisko wtórnej
emisji NO x
. Zaletą tego reaktora jest jego skuteczne utlenianie
amoniaku obecnego w gazach spalinowych już od
najniższych temperatur konwersji katalitycznej. Reaktor
z katalizatorem tlenkowym wykazywał znacznie gorsze
właściwości obniżania wtórnej emisji NH 3
w stosunku do
reaktora z katalizatorem platynowym.
W celu określenia właściwości katalitycznych badanych
reaktorów w odniesieniu do ich wpływu na przemiany tlenków
azotu w trakcie procesu redukcji NO x
obliczono udziały
NO 2
w NO x
w funkcji temperatury procesu katalitycznego
dla trzech analizowanych stężeń amoniaku. Uzyskane wyniki
przedstawiono na rysunku 8.
Fig. 6. Changes of NO x
conversion rates and the secondary NH 3
emission downstream the platinum
and oxide-based converters at the NH 3
concentration of 320 ppm at the inlet to the devices
Rys. 6. Zmiany konwersji NO x
oraz wtórna emisja NH 3
za reaktorem z katalizatorem platynowym
i tlenkowym przy stężeniu NH 3
na wlocie do reaktorów wynoszącym 320 ppm
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
59

Analiza porównawcza reaktorów z katalizatorem platynowym i tlenkowym...
Fig. 7. Changes of NO x
conversion rates and the secondary NH 3
emission downstream the platinum
and oxide-based converters at the NH 3
concentration of 400 ppm at the inlet to the devices
Rys. 7. Zmiany konwersji NO x
oraz wtórna emisja NH 3
za reaktorem z katalizatorem platynowym
i tlenkowym przy stężeniu NH 3
na wlocie do reaktorów wynoszącym 400 ppm
this catalytic converter is its efficient oxidation of ammonia
present in the exhaust gases already at the lowest temperatures
at which the catalytic conversion begins. The oxidebased
catalytic converter has shown much worse capability
of the reduction of the secondary NH 3
emission as compared
to the platinum-based catalytic converter.
In order to determine the catalytic properties of the tested
converters in relation to their influence on the nitric oxides
conversion in the process of NO x
reduction
the shares of NO 2
in NO x
were calculated
as a function of temperature of the catalytic
process for three analyzed ammonia
concentrations. The obtained results have
been presented in Fig. 8.
The results of the calculations of the
NO 2
share in NO x
as presented in the
graph above show that in the case of the
platinum-based catalytic converter there
occurs a significant growth of the NO 2
concentration at the outlet and reaches a
maximum at the temperature of 350 °C.
The concentration of NO 2
grows along
the concentration of NH 3
at the converter
inlet (maximum share of NO 2
in NO x
was
82% at the temperature of 344 °C for the
concentration of NH 3
= 400 ppm). In this
type of converter occur both the reduction
of NO x
through ammonia (presumably as a
result of the reaction described with relation
1) and the unwanted oxidation of NO
to NO 2
. Such a phenomenon does not occur in the second
SCR converter. In this case the growth in the concentration
of NH 3
at the inlet to the converter results in a reduction of
the NO 2
concentration at its outlet. In Fig. 8 we can observe
that in the temperature range of 220 – 320 °C i.e. the maximum
NO x
conversion temperatures for this converter in the
exhaust gases NO 2
(at maximum NH 3
dosage) is not present.
We can thus assume that in the converter of this type occur
Fig. 8. Changes of the NO 2
share in NO x
for the platinum and oxide-based converters at the NH 3
concentrations of 240, 320 and 400 ppm at the inlet
Rys. 8. Zmiany udziału NO 2
w NO x
dla reaktora z katalizatorem platynowym i tlenkowym przy
stężeniach NH 3
na wlocie do reaktorów wynoszących 240, 320 oraz 400 ppm
Wyniki obliczeń udziału NO 2
w NO x
przedstawione na wykresie (rys. 8) pokazują,
że w przypadku reaktora z katalizatorem
platynowym występuje znaczny
wzrost stężenia NO 2
na jego wylocie i
osiąga maksimum w temperaturze 350
°C. Stężenie NO 2
rośnie wraz ze wzrostem
stężenia NH 3
na wlocie reaktora
(maksymalny udział NO 2
w NO x
wynosił
82% w temperaturze 344 °C dla stężenia
NH 3
= 400 ppm). W reaktorze tego typu
występuje zarówno zjawisko redukcji NO x
za pośrednictwem amoniaku (przypuszczalnie
głównie w wyniku reakcji opisanej
zależnością 1), jak również niekorzystna
reakcja utleniania NO do NO 2
. Zjawisko
takie nie występuje w drugim badanym
reaktorze systemu SCR. W tym przypadku
wzrost stężenia NH 3
na wlocie reaktora
powoduje obniżenie stężenia NO 2
na jego
wylocie. Na rysunku 8 zaobserwować można, że w zakresie
temperatur 220–320 °C, tj. temperatur maksymalnych konwersji
NO x
dla tego reaktora w gazach spalinowych nie występuje
NO 2
(przy maksymalnym dawkowaniu NH 3
). Można
zatem założyć, że w reaktorze tego typu zachodzi redukcja
zarówno NO, jak i NO 2
(najprawdopodobniej zgodnie z
zależnością 3). W tabeli 1 zestawiono najważniejsze charakterystyczne
parametry określające stopień oraz skuteczność
konwersji NO x
w obu analizowanych przypadkach.
Oprócz wartości charakterystycznych naniesionych na
rysunkach 5 – 7 w tabeli 1 zamieszczono dodatkowo wartości
średniego udziału NO 2
w NO x
(U śrNO2/NOx
) oraz średnie
wartości wtórnej emisji NH 3
(S śrNH3
) liczone dla całego przedziału
analizowanych temperatur konwersji katalitycznych,
tj. 150 – 550 °C.
60 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

A comparative analysis of platinum and oxide-based catalytic converters...
Table 1. Characteristic operating parameters of the tested catalytic converters
Tabela 1. Charakterystyczne parametry pracy badanych reaktorów
Platinum-based converter/reaktor platynowy
Oxide-based converter/reaktor tlenkowy
Concentration of/
stężenie NH 3
T 50Pt
ΔT 50Pt
T maxPt
k maxPt
U śrNO2/NOx
S śrNH3
T 50T
ΔT 50T
T maxT
k maxT
U śrNO2/NOx
S śrNH3
ppm °C °C °C % % ppm °C °C °C % % ppm
240 165 132 268 54 44.2 4.1 – – – – 15 34.2
320 160 144 266 60 45.5 9.5 182 39 197 52 10.5 38.6
400 163 141 199 77 50 14.1 183 299 251 61 5.5 43.1
both the reduction of NO and NO 2
(most likely according
to relation 3). The table below lists all the characteristic
parameters determining the rate and efficiency of the NO x
conversion in both analyzed cases.
Beside the characteristic values put in Figures 5 – 7 in
Table 1 the authors also presented the values of the average
share of NO 2
in NO x
(U śrNO2/NOx
) and the values of the average
secondary emission of NH 3
(S śrNH3
) calculated for the
whole range of analyzed catalytic conversion temperatures
(150 – 550 °C).
5. Conclusions
Based on the results obtained during the investigations on
the catalytic converters with platinum and oxide based active
coatings of the NH 3
-SCR system the following conclusions
have been drawn:
– increasing the NH 3
concentration at the inlet to the converter
resulted in a growth of the maximum NO x
conversion
rate. The platinum-based catalytic converter obtained
the best NO x
conversion rates in all analyzed cases of NH 3
dosage and obtained the maximum conversion rate of this
compound on the level of 77% in the temperature of 199
°C at the maximum analyzed dose of ammonia of 400 ppm.
Under these operating conditions the oxide-based catalytic
converter obtained the maximum NO x
conversion rate on
the level of 61% at the temperature of 251°C,
– in relation to the platinum-based catalytic converter, increasing
the concentration of NH 3
at the inlet resulted in
a reduction of the NO x
maximum conversion temperature,
which was contrary to the oxide-based converter,
– increasing the concentration of ammonia at the inlet did not
significantly influence the light-off for the NO x
conversion
that was 160 °C for the platinum-based catalytic converter
and 180 °C for the oxide-based converter,
– the amount of NH 3
fed to the converter clearly influenced
the temperature range of its efficient operation exclusively
for the oxide-based catalytic converter where the temperature
window 50% of the NO x
conversion at NH 3
dosage on
the level of 400 ppm was in the range 180 °C – 300 °C.
For the platinum-based catalytic converter the value of
this parameter was constant for all NH 3
dosage values and
amounts to 140 °C,
– the platinum-based catalytic converter had better NO x
conversion parameters only at lower conversion temperatures
as compared to the oxide-based converter. Above
the temperature of 300 °C the NO x
conversion rate for
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
5. Wnioski
Na podstawie wyników uzyskanych podczas badań
modeli reaktorów z powierzchniami aktywnymi platynową
i tlenkową systemu NH 3
-SCR wysunięto następujące
wnioski:
– zwiększanie stężenia NH 3
na wlocie do reaktorów powoduje
wzrost maksymalnego poziomu konwersji NO x
. Reaktor
z katalizatorem platynowym uzyskuje najwyższe wartości
konwersji NO x
we wszystkich analizowanych przypadkach
dawkowania NH 3
i uzyskuje maksymalną konwersję tego
związku na poziomie 77% w temperaturze 199 °C przy
maksymalnej analizowanej dawce amoniaku wynoszącej
400 ppm. W tych warunkach pracy reaktor z katalizatorem
tlenkowym uzyskuje maksymalną konwersję NO x
na
poziomie 61% w temperaturze 251 °C,
– w odniesieniu do reaktora z katalizatorem platynowym
zwiększanie stężenia NH 3
na jego wlocie powoduje
obniżanie temperatury maksymalnej konwersji NO x
,
odwrotnie niż w odniesieniu do reaktora z katalizatorem
tlenkowym,
– zwiększanie stężenia amoniaku na wlocie do reaktora nie
wpływa w obu przypadkach znacząco na temperaturę rozpoczęcia
skutecznej konwersji NO x
, która wynosiła 160 °C
dla reaktora z katalizatorem platynowym i 180 °C dla
reaktora z katalizatorem tlenkowym,
– ilość NH 3
doprowadzanego do reaktora wpływa wyraźnie
na zakres temperatur jego skutecznej pracy wyłącznie dla
reaktora z katalizatorem tlenkowym, w którym okno temperaturowe
50% konwersji NO x
przy dawkowaniu NH 3
na
poziomie 400 ppm zawiera się w przedziale 180 °C – 300
°C. Dla reaktora z katalizatorem platynowym wartość tego
parametru jest w przybliżeniu stała dla wszystkich wartości
dawkowania NH 3
i wynosi 140 °C,
– reaktor z katalizatorem platynowym uzyskuje lepsze
parametry konwersji NO x
w stosunku do reaktora z katalizatorem
tlenkowym jedynie w niższych temperaturach
konwersji katalitycznej. Powyżej temperatury 300 °C
poziom konwersji NO x
dla tego reaktora spada poniżej
poziomu konwersji uzyskiwanego dla reaktora z katalizatorem
tlenkowym,
– w reaktorze z katalizatorem platynowym występuje
negatywny proces tworzenia NO 2
, który nasila się wraz
ze wzrostem stężenia NH 3
doprowadzanego do reaktora.
Maksymalny poziom udziału NO 2
w NO x
dla tego reaktora
wyniósł 82% w temperaturze 344 °C, natomiast średnie
61

Analiza porównawcza reaktorów z katalizatorem platynowym i tlenkowym...
this converter dropped below the level obtained for the
oxide-based converter,
– in the platinum-based catalytic converter occurred a
negative process of NO 2
formation that intensified as the
concentration of NH 3
fed to the converter increased. The
maximum share of NO 2
in NO x
for this converter was
82% at the temperature of 344 °C and the average values
of this parameter in the whole range of analyzed operating
temperatures (U śrNO2/NOx
) were 44 – 50% and grew along
the increase of the NH 3
concentration. For the oxide-based
catalytic converter the growth of the NH 3
concentration
resulted in a reduction of the share of NO 2
in NO x
. In this
case the average values of this share were from 5.5% for
the maximum NH 3
dose to 15% for the minimum dose,
– for the platinum-based catalytic converter a highly efficient
oxidation of residual NH 3
was observed. A drop
in the levels of secondary emission of NH 3
to the values
oscillating around 1 ppm were obtained for this catalytic
converter already for the temperature of 175 °C and the
average ammonia concentration at the outlet from the device
(S śrNH3
) in the whole range of the analyzed operating
temperatures was 4 – 14 ppm. For the oxide-based catalytic
converter a gradual drop in the concentration of NH 3
at its
outlet was observed for temperatures above 275 °C and the
average values of the NH 3
emission for the whole range
of temperatures were 34 – 43 ppm.
wartości tego parametru w całym zakresie analizowanych
temperatur pracy reaktora (U śrNO2/NOx
) zawierały się w przedziale
44 – 50% i rosły wraz ze wzrostem stężenia NH 3
.
Dla reaktora z katalizatorem tlenkowym wzrost stężenia
NH 3
powoduje zmniejszenie udziału NO 2
w NO x
. W tym
przypadku średnie wartości tego udziału zawierały się w
przedziale od 5,5% dla maksymalnej dawki NH 3
do 15%
dla dawki minimalnej,
– dla reaktora z katalizatorem platynowym zaobserwowano
wysoce skuteczne utlenianie NH 3
pozostałych w gazach
spalinowych. Spadek poziomów emisji wtórnej NH 3
do
wartości oscylujących w granicach 1ppm uzyskano dla
tego reaktora już w temperaturach 175 °C, a średni poziom
stężenia amoniaku na wylocie reaktora (S śrNH3
) w całym
zakresie analizowanych temperatur jego pracy zawierał
się w przedziale 4 – 14 ppm. Dla reaktora z katalizatorem
tlenkowym stopniowy spadek stężenia NH 3
na jego
wylocie stwierdzono w temperaturach powyżej 275 °C,
a średnie wartości wtórnej emisji NH 3
dla całego zakresu
temperaturowego zawierają się w przedziale 34 – 43
ppm.
Paper reviewed/Artykuł recenzowany
Bibliography/Literatura
[1] Frankle G., Held W., Hosp W., Knetech W., Hoffman L.,
Mathes R., Neufert R., Zurbig J.: 18 Internationales Wienner
Motorensymposium Vol. 1, p. 365, Wien 1997.
[2] Jacob E., Emmerling G., Doring A., Graf U., Harris M., Tillaart
J.A.A., Hupfeld B.: 19 Internationales Wienner Motorensymposium
Vol. 1, p. 366, Wien 1998.
[3] Koebel M., Elsener M., Krocher O., Schar Ch., Rothlisberger
R., Jaussi F., Mangold M.: NO x
reduction in the exhaust of
mobile heavy-duty diesel engines by urea-SCR. Topics in
Catalysis Vols 30/31, July 2004, p. 43-48.
[4] Lambert Ch., Williams S., Carberry B., Koehler E., Tomazic
D.: Urea SCR and CDPF System for a Tier 2 Light-Duty Truck.
Aachener Kolloquium Fahrzeug und Motorentechnik 2006.
[5] Gieshoff J.: Improved SCR Systems for Heavy Duty Applications.
SAE Paper No. 2000-01-0189, SAE International,
Warrendale, PA, 2000.
[6] Janssen J.: Environmental Catalysis – Stationary Sources. in
Handbook of Heterogeneous Catalysis. Ertl G., Wiley J., New
York, p. 1636-1644, 1997.
[7] Joon Hyun B., Sung Dae Y., In-Sik N., Young Sun M., Jong-
Hwan L., Byong K.Ch., Se H.O.: Control of NO x
emissions
from diesel engine by selective catalytic reduction (SCR) with
urea. Topics in Catalysis Vols 30/31, July 2004, p. 37-42.
[8] Kamela W., Kruczyński S., Orliński P., Wojs M.K.: Ocena
wpływu ładunku platyny na redukcję NO x
w reaktorze
Pt/Al 2
O 3
. Zeszyty Naukowe Instytutu Pojazdów 1(87)/2012
ISSN 1642-347X, p. 197-204, Warszawa 2012.
[9] Kamela W., Kruczyński S.: Ocena wpływu dawki amoniaku
na poziom konwersji NO x
w platynowym reaktorze SCR. IX
Konferencja Naukowo-Techniczna Logitrans 2012. Materiały
na płycie CD Logistyka 3/2012. 2012.
[10] Heck R.M.: Operating Characteristics and Commercial Operating
Experience with High Temperature SCR NO x
Catalyst.
Environmental Progress 13,4, p. 221-225, 1994.
Wojciech Kamela, MSc., Eng. – Assistant in
the Faculty of Automotive and Construction
Machinery Engineering at Warsaw University of
Technology.
Mgr inż. Wojciech Kamela – asystent w Zakładzie
Silników Spalinowych na Wydziale Samochodów i
Maszyn Roboczych Politechniki Warszawskiej.
e-mail: w.kamela@simr.pw.edu.pl
Prof. Stanisław Kruczyński, DSc., DEng. – Professor
in the Faculty of Automotive and Construction
Machinery Engineering at Warsaw University of
Technology.
Prof. nzw. dr hab. inż. Stanisław Kruczyński – kierownik
Zakładu Silników Spalinowych na Wydziale
Samochodów i Maszyn Roboczych Politechniki
Warszawskiej.
e-mail: skruczyn@simr.pw.edu. pl
62 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

An investigation of supercharged CAI engine with internal gas recirculation...
Jacek HUNICZ
Michał GĘCA
PTNSS-2012-SS3-307
An investigation of supercharged CAI engine
with internal gas recirculation and direct gasoline injection
Influence of boost pressure on combustion process and exhaust emission in controlled auto-ignition (CAI) engine was
studied. The examinations were carried out using single-cylinder engine with fully variable valvetrain and gasoline direct
injection. In order to achieve auto-ignition in-cylinder temperature was elevated with the use of internal gas recirculation
(EGR) obtained via the negative valve overlap (NVO) technique.
Fuel dilution obtained via increase of intake pressure resulted in substantial reduction of cylinder-out nitrogen oxides
emission. However application of boosting resulted in excessive advance of auto-ignition timing and increase of pressure
rate rise (PRR) at higher engine loads.
Keywords: controlled auto-ignition, supercharging, load exchange, exhaust emission
Badania doładowanego silnika CAI
z wewnętrzną recyrkulacją spalin i bezpośrednim wtryskiem benzyny
W artykule przedstawiono analizę wpływu doładowania silnika o kontrolowanym samozapłonie (CAI) na przebieg
procesu spalania oraz emisję toksycznych składników spalin. Obiektem badań był jednocylindrowy silnik wyposażony w
całkowicie zmienny układ rozrządu oraz bezpośredni wtrysk benzyny do cylindra. Do dostarczania energii niezbędnej do
samozapłonu wykorzystano wewnętrzną recyrkulację spalin uzyskaną dzięki ujemnemu współotwarciu zaworów.
Rozrzedzenie ładunku w cylindrze, uzyskane w wyniku doładowania, pozwoliło na znaczne obniżenie emisji tlenków
azotu. Doładowanie spowodowało jednak nadmierne wyprzedzenie samozapłonu oraz uzyskiwanie znacznych szybkości
narastania ciśnienia w cylindrze przy większych obciążeniach silnika.
Słowa kluczowe: kontrolowany samozapłon, doładowanie mechaniczne, wymiana ładunku, emisja spalin
1. Introduction
A combustion system which utilizes controlled autoignition
(CAI) of air-fuel mixture is nowadays one of the
most promising solutions in the combustion engines development
[1, 13]. In-cylinder processes, which take place in a
combustion chamber, are a combination of those typical of
spark ignition and compression ignition engines. As a result
of compression process in-cylinder temperature increases
providing conditions for auto-ignition. However, in contrast
to Diesel engines, air-fuel mixture is almost homogeneous.
Appearance of auto-ignition in numerous places in the combustion
chamber simultaneously is a characteristic feature of
CAI combustion system [8, 10]. Consequently, there is no
flame front propagation, combustion has volumetric character
and in-cylinder temperature can be treated as even within
the combustion chamber. Volumetric and low temperature
combustion allows for 99% reduction of NOX emission in
comparison to spark ignition of homogeneous mixture [3].
Moreover, kinetic combustion results in fast heat release,
thus thermal efficiency benefits from realization of close to
ideal Otto cycle [6, 7].
In CAI engines with spark ignition like compression
ratios, high rate of internal gas recirculation reduces volumetric
efficiency. Low amount of fresh air in the cylinder
limits attainable CAI engine loads [11]. Application of boost
for CAI engine enables expansion of high-load region if the
bound results from amount of intake air [9]. Smaller amount
of internally recirculated exhaust can be applied at increased
1. Wstęp
System spalania wykorzystujący kontrolowany samozapłon
mieszanki paliwowo-powietrznej CAI (ang. controlled
auto-ignition) jest jednym z bardziej obiecujących rozwiązań
dla silników spalinowych [1, 13]. Procesy zachodzące w
cylindrze silnika CAI stanowią połączenie dwóch znanych
systemów spalania stosowanych w silnikach o zapłonie
iskrowym oraz o zapłonie samoczynnym. Pod wpływem
sprężania, a w wyniku tego wzrostu temperatury w cylindrze,
osiągane są warunki do samozapłonu. Jednakże w
przeciwieństwie do silników o zapłonie samoczynnym,
mieszanka paliwowo-powietrzna w cylindrze jest zbliżona
do jednorodnej. Cechą systemu spalania CAI jest to, że samozapłon
występuje w wielu miejscach przestrzeni roboczej
jednocześnie [8, 10]. W związku z tym nie obserwuje się
zjawiska propagacji frontu płomienia, spalanie ma charakter
objętościowy, a temperaturę w cylindrze można traktować
jako jednorodną. Dzięki objętościowemu i niskotemperaturowemu
spalaniu możliwe jest zmniejszenie emisji tlenków
azotu z cylindra nawet o 99% w stosunku do zapłonu iskrowego
mieszanek jednorodnych [3]. Taki przebieg spalania
skutkuje znacznym skróceniem procesu wywiązywania się
ciepła, a realizacja niemal idealnego obiegu Otta prowadzi
do wzrostu sprawności cieplnej [6, 7].
W silnikach CAI o stopniach sprężania typowych dla
silników o zapłonie iskrowym znaczna ilość recyrkulowanych
spalin nie pozwala na uzyskiwanie dużych wartości
współczynnika napełnienia cylindra. Stanowi to ograni-
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
63

Badania doładowanego silnika CAI z wewnętrzną recyrkulacją spalin...
intake pressure without drop of compression temperature.
Boost pressure can also be applied in order to control amount
of internal exhaust gas recirculation (EGR) without the necessity
of valves timings variation [2]. Another limitation
of an engine high load limit is engine noise and harshness.
Increase of fuel amount at short combustion duration results
in dramatic increase of heat release rate (HRR). According
to Gaynor et al. [2] and Yap et al. [14] application of boost
and increase of in cylinder charge mass allows substantial
reduction of NO x
emission and pressure rate rise (PRR)
simultaneously. In contrast, Scaringe, Wildman an Cheng
[9, 12] reported that in order to reduce PRR intake pressure
should be minimized.
The aim of this study was estimation of influence of boost
pressure on CAI engine working processes. In order to achieve
auto-ignition in-cylinder temperature was elevated with the
use of internal EGR obtained via the negative valve overlap
(NVO) technique. Research engine was fueled with gasoline
with the use of direct injection. Fuel was applied into the
cylinder during exhaust compression in the NVO period in
order to achieve its reforming . An analysis of boost application
and its impact on in-cylinder charge exchange and start
of compression temperature was supported by modeling.
2. Experimental apparatus
Single-cylinder research engine (Table 1) was mounted
on a test bed equipped with DC current dynamometer.
Engine ancillaries e.g. cooling liquid pump and oil pump
were driven by external electrical engines. The engine was
equipped with fully variable valvetrain with independent
regulation of valves lifts and timings. Regulation of valves
lifts was achieved with the use of hydraulic mechanism
extensively described in previous studies [3, 4, 5]. Applied
valvetrain allowed the authors to obtain internal EGR via
the NVO technique.
Fuel was applied into the cylinder with the use of
single-stream swirl-type injector with fuel stream angle of
approximately 70°. Injector was inclined by 38° in relation
Table 1. Technical specifications of the SB 3.5 research engine
Tabela 1. Dane techniczne jednocylindrowego silnika badawczego SB 3.5
Displacement/objętość skokowa
Bore/średnica cylindra
Stroke/skok tłoka
czenie obciążenia silnika podczas pracy w trybie CAI [11].
Doładowanie silnika pozwala na rozszerzenie zakresu
obciążenia, jeżeli ograniczenie wynika z ilości powietrza,
jaka napływa do cylindra [9]. Zwiększenie ciśnienia w
układzie dolotowym umożliwia stosowanie mniejszych
wartości współczynnika recyrkulacji spalin przy zachowaniu
odpowiedniego przebiegu krzywej sprężania. Za pomocą
ciśnienia doładowania można także wpływać na ilość spalin
w cylindrze bez konieczności stosowania zmian faz rozrządu
[2]. Ograniczenie górnego zakresu obciążenia silnika wynika
także z dopuszczalnej twardości pracy silnika. Zwiększanie
dawki paliwa przy niewielkich kątach trwania procesu spalania
(rzędu kilku stopni obrotu wału korbowego) wiąże się
ze wzrostem szybkości narastania ciśnienia w cylindrze.
Według Gaynora i in. [2] oraz Yapa i in. [14] rozrzedzenie
ładunku w cylindrze przez zwiększenie ciśnienia dolotu
umożliwia osiągnięcie znacznej redukcji emisji tlenków
azotu i jednoczesne zmniejszenie szybkości narastania
ciśnienia. Scaringe, Wildman i Cheng [9, 12] stwierdzili
natomiast, że aby zredukować twardość pracy silnika, należy
minimalizować ciśnienie doładowania.
Celem niniejszej pracy było określenie wpływu ciśnienia
doładowania na proces roboczy silnika CAI. Do podniesienia
energii wewnętrznej ładunku w cylindrze wykorzystano
wewnętrzną recyrkulację spalin uzyskaną dzięki ujemnemu
współotwarciu zaworów (UWZ). Silnik badawczy był zasilany
benzyną za pomocą wtrysku bezpośrednio do cylindra.
Wtrysk paliwa odbywał się podczas sprężania spalin, aby
umożliwić reformowanie paliwa. Analiza wpływu ciśnienia
doładowania na przebieg procesu dolotu oraz temperaturę
początku sprężania została także przeprowadzona z wykorzystaniem
modelowania.
2. Stanowisko badawcze
Jednocylindrowy silnik badawczy (tab. 1) zainstalowano
na stanowisku dynamometrycznym wyposażonym w maszynę
prądu stałego. Elementy osprzętu silnika, takie jak pompa
cieczy chłodzącej oraz pompa oleju, napędzane były przez
498.5 cm3
zewnętrzne urządzenia. Silnik
został wyposażony w mechanizm
niezależnej regulacji faz rozrządu
oraz wzniosu zaworów. Zmianę
wzniosu zaworów uzyskano za
pomocą mechanizmu hydraulicznego
szczegółowo opisanego w
pracach [3, 4, 5]. Zastosowany
układ rozrządu umożliwił uzyskanie
wewnętrznej recyrkulacji
spalin z wykorzystaniem ujemnego
współotwarcia zaworów.
Paliwo podawane było bezpośrednio
do cylindra za pomocą
wtryskiwacza jednostrumieniowego
wirowego o kącie stożka strugi
paliwa wynoszącym około 70°.
Wtryskiwacz umieszczony został
w głowicy silnika pod kątem 38°
do osi cylindra oraz stycznie do
64 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
84 mm
90 mm
Compression ratio/stopień sprężania 11.7
No of valves/liczba zaworów 2
Intake cam profile/profil krzywki zaworu dolotowego
Exhaust cam profile/profil krzywki zaworu wylotowego
Intake valve lift/wznios zaworu dolotowego
Exhaust valve lift/wznios zaworu wylotowego
Boost system/system doładowania
Fuel injector/wtryskiwacz paliwa
Fuel pressure/ciśnienie paliwa
9.4 mm, 235 °CA/9,4 mm, 235 °OWK
9.2 mm, 235 °CA/9,2 mm, 235 °OWK
2.4…9.4 mm
2.2…9.2 mm
Electrically driven vane supercharger/
sprężarka łopatkowa napędzana elektrycznie
Solenoid actuated swirl type/elektromagnetyczny
generujący zawirowanie
40…110 bar
Fuel/paliwo Gasoline 95 RON/benzyna LOB 95

An investigation of supercharged CAI engine with internal gas recirculation...
to the cylinder axis tangentially to the swirl generated by the
shape of the intake port.
As the boost device a vane compressor was used which
was driven by electric motor. Intake pressure was controlled
via compressor rotational speed.
The composition of exhaust gases was measured with the
FTIR multi-compound gas analytical system. The mass of
trapped residuals was calculated using the Ideal Gas Equation
of State based on the in-cylinder pressure, volume above the
piston and calculated temperature at exhaust valve closing
(EVC). The gas constant was calculated on the base of the
measured exhaust gas composition. Fuel consumption was
measured via a fuel balance.
Indicated pressure was measured using piezoelectric
transducer type GH 12D from AVL cooperating with charge
amplifier from the same manufacturer. At each engine operation
point pressure was recorded for 100 consecutive cycles
with constant crank angle resolution equal 0.1 °CA.
3. Experimental conditions and procedure
The examinations were carried out at constant rotational
speed equal 1500 rev/min and wide open throttle. The engine
was fuelled with gasoline (95 RON) from a single batch. Fuel
pressure measured in a fuel rail was equal 10 MPa. Valves
lifts were reduced to 3.6 mm for inlet valve and 2.9 mm for
exhaust valve in order to realize NVO. Valves timings were
constant and specified in Table 2.
Table 2. Valvetrain settings
Tabela 2. Ustawienia układu rozrządu
Valves timings [°CA]/fazy rozrządu [°OWK]
IVO/OD 85 EVO/OW 516
IVC/ZD 210 EVC/ZW 635
Valves lifts [mm]/wzniosy zaworów [mm]
Intake/dolotowy 3.6 Exhaust/wylotowy 2.9
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
The intake pressure at each measurement series was
varied form atmospheric level to 0.15 MPa at set fuel dose.
At the largest fuel dose minimal intake pressure was elevated
in order to avoid rich mixture combustion. Fuel was injected
into the cylinder during exhaust compression 40 °CA before
top dead center in the NVO period. Such injection timing allowed
in-cylinder fuel reforming which enabled combustion
of extremely lean mixtures. The experiments were conducted
at three fuel doses equal 9.5, 13 and 16.3 mg. Indicated
mean effective pressure (IMEP) at variable intake pressure
was kept at almost constant level for each fuel dose and was
equal 0.23, 0.34 and 0.42 MPa respectively.
The results analysis was based on the measured indicated
pressure. The values which characterized combustion process
in crank angle domain were derived from HRR curves
calculated using the first thermodynamic law. On the basis
of cumulated heat released in the combustion chamber, mass
fraction burnt (MFB) was estimated. PRR was calculated as
a slope of a straight line approximation of pressure curve
from 20% to 80% MFB. As mechanical supercharging was
used in this study, energy demand for the compressor drivkierunku
zawirowania ładunku wywołanego przez kształt
kanału dolotowego.
Do zwiększenia ciśnienia w układzie dolotowym zastosowano
sprężarkę łopatkową napędzaną przez silnik elektryczny.
Wartość ciśnienia dolotu utrzymywana była przez
zmianę prędkości obrotowej silnika napędowego.
Skład spalin mierzony był za pomocą wieloskładnikowego
systemu analitycznego typu FTIR. Masa spalin
recyrkulowanych znajdujących się w cylindrze wyznaczana
była na podstawie równania stanu gazu, opierając się na
ciśnieniu w cylindrze, objętości nad tłokiem oraz obliczonej
temperaturze czynnika roboczego w chwili zamknięcia
zaworu wylotowego. Wartość stałej gazowej obliczano na
podstawie składu spalin. Zużycie paliwa mierzono metodą
grawimetryczną.
Do pomiaru ciśnienia indykowanego w cylindrze wykorzystano
piezoeketryczny przetwornik typu GH 12D
produkcji firmy AVL współpracujący ze wzmacniaczem
ładunku tego samego producenta. W każdym punkcie pracy
silnika ciśnienie było rejestrowane dla 100 kolejnych cykli
roboczych ze stałą rozdzielczością kątową 0,1 °OWK.
3. Warunki badań i analiza wyników
Badania przeprowadzono przy stałej prędkości obrotowej
silnika wynoszącej 1500 obr/min i całkowitym otwarciu
przepustnicy. Silnik był zasilany benzyną o badawczej
liczbie oktanowej 95, pochodzącą z jednej dostawy. Ciśnienie
paliwa przed wtryskiwaczem wynosiło 10 MPa. Aby
zrealizować UWZ, wzniosy zaworów zostały zredukowane
i wynosiły odpowiednio 3,6 mm dla zaworu dolotowego
oraz 2,9 mm dla zaworu wylotowego. Fazy rozrządu były
stałe (tab. 2).
Ciśnienie w układzie dolotowym w każdej serii pomiarowej
zmieniano od atmosferycznego do 0,15 MPa przy
ustalonej dawce paliwa. Dla największej dawki paliwa minimalne
ciśnienie w układzie dolotowym podyktowane było
wartością współczynnika nadmiaru powietrza, aby silnik nie
pracował przy mieszance bogatej. Paliwo podawane było do
cylindra w czasie sprężania spalin 40 °OWK przed górnym
zwrotnym położeniem tłoka w okresie UWZ. Dzięki temu
uzyskano reformowanie paliwa w cylindrze i możliwe było
stosowanie mieszanek bardzo ubogich. Badania przeprowadzono
dla trzech wartości dawki paliwa wynoszących
9,5, 13 oraz 16,3 mg. Średnie ciśnienie indykowane przy
stałej dawce paliwa nie ulegało zmianom w zależności od
ciśnienia doładowania i wynosiło odpowiednio 0,23, 0,34
oraz 0,42 MPa.
Analizę wyników badań oparto na pomiarach ciśnienia
indykowanego w cylindrze. Wielkości charakteryzujące
kątowy przebieg spalania obliczane były na podstawie krzywych
szybkości wywiązywania się ciepła w cylindrze (HRR)
wyznaczanych z wykorzystaniem I zasady termodynamiki.
Na podstawie skumulowanego ciepła wywiązanego w komorze
spalania obliczano stopień wypalenia dawki paliwa.
Szybkość przyrostu ciśnienia w cylindrze (PRR) obliczano
jako współczynnik kierunkowy liniowej aproksymacji krzywej
ciśnienia w zakresie od 20% do 80% wypalenia dawki
paliwa. Przy zastosowaniu doładowania mechanicznego nie
65

Badania doładowanego silnika CAI z wewnętrzną recyrkulacją spalin...
ing was not considered. The adiabatic compression work for
building-up intake pressure up to 0.15 MPa would decrease
the engine thermal efficiency in the range from 7% to 10%
in accordance to fuel dose injected.
4. Experimental results
4.1. Combustion course
Increase of intake pressure at constant fuel dose resulted
in auto-ignition timing advance and substantial rise
of maximum pressure (Fig. 1). The presented influence of
boost pressure is in contrast to results obtained by Gaynor
et al. [2] and Yap et al. [14], who observed that fuel dilution
resulting for boost application delays auto-ignition and decreases
combustion harshness. However, it should be noticed
that mentioned authors did not apply fuel reforming. If fuel
is injected during the NVO period, increase of air excess
ratio and oxygen content in the exhaust gases is in favor of
reforming process and results in auto-ignition advance [3].
Fig. 1. In-cylinder pressure (a), temperature (b) and apparent heat
release rate (c) at variable intake pressure; fuel dose 13 mg,
IMEP = 0.34 MPa
Rys. 1. Ciśnienie w cylindrze (a), temperatura (b) oraz szybkość wywiązywania
się ciepła (c) przy zmiennym ciśnieniu w układzie dolotowym;
dawka paliwa 13 mg, p i
= 0,34 MPa
uwzględniono energii potrzebnej do napędu sprężarki. Praca
adiabatycznego sprężania powietrza w układzie dolotowym
silnika, przy ciśnieniu doładowania 0,15 MPa, obniżałaby
sprawność cieplną silnika od 7% do 10%, zależnie od dawki
paliwa.
4. Wyniki badań
4.1. Przebieg spalania
Zwiększenie ciśnienia doładowania przy stałej dawce
paliwa powoduje wyprzedzenie kąta samozapłonu oraz znaczący
wzrost maksymalnych wartości ciśnienia w cylindrze
(rys. 1). Takie zmiany przebiegu spalania są sprzeczne z
wynikami uzyskanymi przez Gaynora i in. [2] oraz Yapa i
in. [14], którzy zaobserwowali, że wzrost ciśnienia doładowania
i wynikające z tego rozrzedzenie ładunku opóźniają
samozapłon i obniżają twardość pracy silnika. Należy jednak
pamiętać, że wspomniani autorzy nie wykorzystywali
reformowania paliwa w cylindrze. W odniesieniu do wtrysku
bezpośrednio do komory spalania w czasie UWZ, zubażanie
mieszanki na skutek doładowania intensyfikuje proces reformowania
paliwa w cylindrze, co powoduje wyprzedzanie
samozapłonu [3].
Efekt ten może być także zaobserwowany na podstawie
porównania przebiegów procesu spalania przy różnych
dawkach paliwa i stałym ciśnieniu doładowania. Dla najmniejszej
dawki paliwa uzyskano najwcześniejszy zapłon
(rys. 2). Takie zachowanie jest skutkiem wpływu ilości tlenu
w spalinach na stopień reformowania paliwa. Zwiększanie
dawki paliwa powoduje obniżenie zawartości tlenu w
spalinach oraz wzrost stosunku masowego paliwa do tlenu
w czasie ujemnego współotwarcia zaworów. Jednakże dla
dwóch większych wartości obciążenia kąt samozapłonu był
na podobnym poziomie. W tym przypadku zmniejszanie nadmiaru
powierza, powodujące wyprzedzanie samozapłonu,
kompensowało wpływ procesu reformowania.
W zakresie mniejszych ciśnień wraz ze wzrostem ciśnienia
doładowania ulega także skróceniu kąt spalania, a
w związku z tym jeszcze bardziej wzrasta twardość pracy
silnika. Przy dalszym zwiększaniu ciśnienia doładowania
maksymalna szybkość wywiązywania się ciepła nieznacznie
maleje (rys. 3), co może być związane ze wzrostem współczynnika
nadmiaru powietrza l.
Największe wartości szybkości wywiązywania się ciepła
zaobserwowano, jeżeli 50% wypalenia dawki paliwa przypadało
na górne zwrotne położenie tłoka. Przy większych
dawkach paliwa wyprzedzanie samozapłonu na skutek
zwiększania ciśnienia w układzie dolotowym powodowało
znaczący wzrost szybkości narastania ciśnienia (rys. 3c).
Pomimo opóźnienia wywiązywania się ciepła, następował
wzrost twardości pracy silnika, co było związane z większą
ilością energii dostarczonej do cylindra oraz skróceniem
kąta spalania. Przy ciśnieniu doładowania 0,13 MPa i dawce
paliwa wynoszącej 13 mg kąt wypalenia od 5% do 95%
dawki paliwa wynosił 6,5 °OWK, natomiast dla większej
dawki (16,3 mg) kąt ten wynosił 4 °OWK. Spowodowało
to wzrost szybkości wywiązywania się ciepła większy, niż
wynikałoby to z samej dawki paliwa oraz dwukrotny wzrost
66 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

An investigation of supercharged CAI engine with internal gas recirculation...
Fig. 2. In-cylinder pressure (a), temperature (b) and apparent heat
release rate (c) at variable fuel dose; intake pressure 0.13 MPa
Rys. 2. Ciśnienie w cylindrze (a), temperatura (b) oraz szybkość wywiązywania
się ciepła (c) przy zmiennej dawce paliwa; ciśnienie w układzie
dolotowym 0,13 MPa
This effect can also be seen on the basis of combustion
courses comparison for different fuel doses and constant intake
pressure. At the lowest analyzed engine load the earliest
auto-ignition was observed (Fig. 2). It was an effect of fuel
reforming degree due to oxygen excess in the exhaust gases.
Increase of fuel dose resulted in decrease of oxygen excess
and higher fuel to exhaust mass ratio during the NVO period.
However, for two larger fuel amounts the auto-ignition timing
was at similar level. In this case, decrease of air excess,
resulting in auto-ignition advance, compensated impact of
reforming process.
In the range of lower intake pressure, its increase resulted
in reduction of combustion duration, what additionally
influenced HRR and PRR. HRR dropped at higher intake
pressures (Fig. 3), what could be ascribed to increase of air
excess ratio l.
Maximum values of HRR were observed when 50%
of MFB took place at piston top dead center. At larger fuel
doses auto-ignition advance at rising intake pressure resulted
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
Fig. 3. Crank angle 5% of mass fraction burnt (a), maximum heat
release rate (b) and pressure rise rate (c) with respect to intake pressure
at different engine loads
Rys. 3. Położenie wału korbowego przy 5-procentowym wypaleniu
dawki paliwa (a), maksymalna szybkość wywiązywania się ciepła (b)
oraz szybkość narastania ciśnienia (c) w funkcji ciśnienia w układzie
dolotowym dla zmiennego obciążenia silnika
szybkości narastania ciśnienia. W zakresie najmniejszego
obciążenia silnika ciśnienie doładowania nie wywoływało
zmian szybkości narastania ciśnienia, ponieważ znaczne
wyprzedzenie samozapłonu powodowało, że proces spalania
kończył się jeszcze przed GMP.
4.2. Wymiana ładunku
Na podstawie wyników badań eksperymentalnych
stwierdzono, że wzrost ciśnienia w układzie dolotowym poza
zwiększeniem napełnienia cylindra świeżym powietrzem powoduje
także obniżenie współczynnika recyrkulacji spalin,
lecz tylko dla małej dawki paliwa (rys. 4). Przy większych
dawkach paliwa zmiany współczynnika recyrkulacji spalin
nie są monotoniczne. W zakresie małych ciśnień doładowania
wzrost ciśnienia powoduje zwiększenie napełnienia
względem reszty spalin, natomiast w zakresie większych
ciśnień dominującą rolę odgrywa wzrost gęstości spalin
67

Badania doładowanego silnika CAI z wewnętrzną recyrkulacją spalin...
in substantial increase of PRR (Fig. 3c). At larger fuel doses
this effect was reduced in some extent via start of combustion
delay. Nevertheless, increase of energy provided into the
cylinder with fuel resulted in excessive rise of combustion
harshness. Also, combustion duration plays important role
in PRR behavior. At intake pressure equal 0.13 MPa and
fuel mass equal 13 mg combustion duration, calculated from
5% to 95% of MFB, took 6.5 °CA, while at larger fuel dose
(16,3) mg combustion was shortened to 4 °CA. Combination
of both effects provided the HRR increase bigger than one
resulting from the fuel dose only. At the lowest engine load
early auto-ignition resulted with combustion termination
prior to TDC. Thus, in this case increase of intake pressure
did not influence PRR in a high extend.
4.2. Charge exchange
Experimental measurements and calculations showed that
increase of intake pressure, apart from increase of fresh air in
the cylinder, reduces the EGR rate, however only for small
fuel dose (Fig. 4). For two larger fuel doses changes of EGR
rate are not monotonous. In the range of light boost increase
of intake pressure results with drop of mass of trapped residuals.
However, at higher boost pressures dominant role play
drop of exhaust temperature and increasing flow resistance
through the exhaust valve. Considering changes in values
of fresh air mass, exhaust mass and exhaust temperature, it
should be expected that boost application will result in drop
of compression temperature. However, experimental results
provided relationship opposite to expected one.
In order to analyze phenomena which take place during
the intake process modeling study with the use of AST Boost
software from AVL was performed. Calculations were done
at the same conditions as during experiments and for fuel
dose equal 13 mg. During model validation, its parameters
were set in order to obtain in-cylinder mass and pressure
traces similar to experimental ones.
Figure 5 presents measured and calculated in-cylinder
pressure traces. The curves of HRR were introduced into the
model on the base of the thermodynamic experimental data
analysis. At atmospheric intake pressure (Fig. 5a) satisfactory
fit of the measured pressure with the model results was obtained.
However, at intake pressure equal 0.15 MPa calculated
data provided lower expansion pressure values during the
NVO period. It was a result of heat release during NVO.
Figure 6a presents in-cylinder mass during intake process.
Values calculated from experimental measurements at
IVO and IVC were presented as well. In the range of higher
boost pressures, increase of intake pressure and resulting
fuel dilution ratio causes increase of the mass of trapped
residuals. Such behavior is comprehensible, as density of
the exhaust gases is rising too. However, both modeling
and experimental studies provided results showing that at
atmospheric intake pressure the mass of trapped residuals
is higher than at light boost.
The results of calculations confirmed relationship between
intake pressure and compression temperature observed
on the base of experimental data. At increasing amount of
fresh air temperature at IVO is dropping, while temperature
Fig. 4. Air excess ratio (a), EGR rate (b) and fuel dilution ratio (c)
with respect to intake pressure at different engine loads
Rys. 4. Współczynnik nadmiaru powietrza (a), współczynnik recyrkulacji
spalin (b) oraz stopień rozrzedzenia ładunku (c) w funkcji ciśnienia
w układzie dolotowym dla zmiennego obciążenia silnika
wynikający z obniżenia temperatury oraz opory przepływu
przez zawór wylotowy. Biorąc pod uwagę zmiany ilości powietrza
i spalin oraz ich temperatury, należałoby oczekiwać,
że doładowanie spowoduje obniżenie temperatury sprężania.
Wyniki eksperymentów dostarczyły jednak rezultatów odwrotnych
do spodziewanych.
Aby rozpoznać zjawiska zachodzące podczas procesu
dolotu, przeprowadzono badania symulacyjne z wykorzystaniem
oprogramowania komputerowego AST Boost firmy
AVL. Obliczenia wykonano dla warunków pracy silnika
takich samych jak podczas badań eksperymentalnych oraz
dawki paliwa wynoszącej 13 mg. Podczas walidacji parametry
modelu dobrano tak, aby uzyskać masę powietrza w
cylindrze odpowiadającą wynikom badań eksperymentalnych
oraz zbliżony przebieg ciśnienia w cylindrze.
Na rysunku 5 przedstawiono przebiegi ciśnienia w cylindrze
pochodzące z pomiarów oraz wyniki modelowania
dla dwóch wartości ciśnienia doładowania. Krzywą szybkości
wywiązywania się ciepła wprowadzono do modelu na
68 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

An investigation of supercharged CAI engine with internal gas recirculation...
at IVC is rising (Fig. 6c). These temperature changes result
from compression of the mixture during intake process. Pressure
at the IVO event was lower than ambient pressure for
all applied boost pressures (Fig. 6b). As a result there was no
temperature drop during intake resulting from pressure drop
as it was observed for lower intake pressure values.
4.3. Exhaust emission
At elevated intake boost pressure emission of nitrogen
oxides considerably decreased, apart from increase of peak
in-cylinder pressure. In the case of 0.34 MPa IMEP (fuel dose
equal 13 mg) increase of intake pressure from atmospheric
to 0.15 MPa enabled for reduction of cylinder-out NO x
emission
from 1.4 to 0.2 g/(kW·h) (Fig. 7), what meant molar
fraction of about 30 ppm. At the lowest analyzed engine load
and maximum boost pressure the molar fraction of NO x
was
equal 4 ppm and resulting emission was 0.04 g/(kW·h). In
should be noted that at low loads mechanical charger energy
demand in comparison to cycle indicated work is higher and
high boost results in rise of fuel consumption.
Fig. 5. In-cylinder pressure measured for several cycles and calculated
with the use of the model at 13 mg of fuel; a) engine naturally aspirated,
b) intake pressure equal 0,15 MPa
Rys. 5. Ciśnienie w cylindrze zmierzone dla kilku cykli oraz obliczone
z wykorzystaniem modelu przy dawce paliwa wynoszącej 13 mg; a) silnik
wolnossący, b) ciśnienie w układzie dolotowym wynoszące 0,15 MPa
Fig. 6. Calculated in-cylinder mass (a), pressure (b) and temperature (c)
during intake process
Rys. 6. Obliczona masa w cylindrze (a), ciśnienie (b) oraz temperatura
(c) w czasie procesu dolotu
podstawie analizy termodynamicznej ciśnienia w cylindrze.
Przy atmosferycznym ciśnieniu dolotu (rys. 5a) uzyskano
zadowalającą zgodność symulacji z pomiarami. Natomiast
dla ciśnienia 0,15 MPa na podstawie modelu uzyskano nieco
mniejsze wartości ciśnienia w czasie rozprężania spalin (rys.
5b). Jest to związane z wydzielaniem się niewielkich ilości
ciepła w czasie UWZ.
Na rysunku 6a przedstawiono wartości masy czynnika w
cylindrze w czasie procesu dolotu. Oznaczono także masę
spalin zatrzymywanych w cylindrze oraz masę ładunku po
zakończeniu procesu dolotu pochodzące z pomiarów. W
zakresie większych ciśnień dolotu, przy zwiększającym
się rozrzedzeniu ładunku i zmniejszającej się temperaturze
spalin, wzrasta ilość spalin zatrzymywanych w cylindrze.
Jest to zrozumiałe, ponieważ wzrasta także gęstość spalin.
Z badań eksperymentalnych i modelowych wynika jednak,
że przy atmosferycznym ciśnieniu dolotu masa spalin w
cylindrze jest większa, niż przy niewielkich ciśnieniach
doładowania.
Obliczenia potwierdziły zaobserwowaną zależność
pomiędzy ciśnieniem w układzie dolotowym i temperaturą
sprężania. Przy zwiększającym się napełnieniu cylindra
temperatura otwarcia zaworu dolotowego zmniejsza się.
Pomimo to wzrasta temperatura zamknięcia zaworu (rys.
6c), co jest skutkiem sprężania ładunku podczas procesu
dolotu. Ciśnienie w chwili otwarcia zaworu dolotowego jest
znacznie mniejsze niż ciśnienie w układzie dolotowym (rys.
6b). Powoduje to, że nie występuje spadek temperatury w
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
69

Badania doładowanego silnika CAI z wewnętrzną recyrkulacją spalin...
Fuel dilution and resulting reduction of in-cylinder temperature
caused increase in terms of CO emission. At the
smallest fuel dose application of boost resulted in increase
of CO emission from 7 to 9 g/(kW·h). However at larger
fuel doses emission of CO was kept at almost constant level
independently from boost pressure. Lack of boost influence
on CO emission is associated with the peak in-cylinder temperature,
which was changing within a limited range (Fig.
1b). For all analyzed engine loads increase of intake pressure
resulted in reduction of unburned HC emission about 30%
for the applied pressure range.
5. Conclusions
Results of experiments and modeling of the mechanically
boosted CAI gasoline engine with direct gasoline injection
were presented in this study. Earlier research proved that
naturally aspirated CAI engine can be operated at loads up
to 0.4 MPa of IMEP [3]. The necessity of stoichiometric
mixture application in the range of higher loads resulted
Fig. 7. Indicated specific emission of toxic compounds with respect
to intake pressure at different engine loads
Rys. 7. Jednostkowa indykowana emisja toksycznych składników spalin
w funkcji ciśnienia w układzie dolotowym dla zmiennego obciążenia
silnika
cylindrze na skutek rozprężania, jak przy mniejszych wartościach
ciśnienia w układzie dolotowym.
4.3. Emisja toksycznych składników spalin
Pomimo wzrostu ciśnienia w cylindrze wraz z wartością
ciśnienia doładowania emisja tlenków azotu znacząco maleje.
Dla średniego ciśnienia indykowanego wynoszącego
0,34 MPa (przy dawce paliwa wynoszącej 13 mg) wzrost
ciśnienia doładowania od ciśnienia atmosferycznego do
0,15 MPa pozwolił na zmniejszenie emisji tlenków azotu z
1,4 do 0,2 g/(kW·h) (rys. 7), co odpowiadało stężeniu molowemu
około 30 ppm. Przy najmniejszym analizowanym
obciążeniu silnika uzyskano stężenia molowe tlenków azotu
na poziomie 4 ppm i emisję 0,04 g/(kW·h). Należy jednak
pamiętać, że przy małych dawkach paliwa udział energii
potrzebnej do napędu sprężarki w stosunku do pracy indykowanej
zwiększa się, powodując wzrost zużycia paliwa.
Rozrzedzanie ładunku w cylindrze i obniżanie temperatury
spalania powodują wzrost emisji tlenku węgla, jednakże
tylko w zakresie małych obciążeń. Przy dawce paliwa
9,5 mg doładowanie spowodowało wzrost emisji CO z 7 do
9 g/(kW·h), natomiast przy większych obciążeniach silnika,
gdzie doładowanie wiązało się ze znacznym wzrostem ciśnienia
w cylindrze, emisja CO utrzymywała się na niemal
stałym poziomie. Brak wpływu rozrzedzenia ładunku na
emisję CO może być wytłumaczony tym, że maksymalna
temperatura w cylindrze nie ulegała znaczącym zmianom
(rys. 1b). Zwiększenie ciśnienia w układzie dolotowym od
atmosferycznego do 0,15 MPa powodowało obniżenie emisji
niespalonych węglowodorów o około 30% niezależnie od
dawki paliwa.
5. Podsumowanie
W pracy przedstawiono wyniki badań doładowanego mechanicznie
silnika CAI zasilanego bezpośrednim wtryskiem
benzyny. Wcześniejsze badania dowiodły, że wolnossący silnik
CAI może uzyskiwać maksymalne obciążenia zaledwie
na poziomie 0,4 MPa średniego ciśnienia indykowanego [3].
Konieczność tworzenia mieszanki zbliżonej do stechiometrycznej
w zakresie większych obciążeń powoduje wzrost
emisji tlenków azotu. Celem zastosowania doładowania
w silniku z wewnętrzną recyrkulacją spalin, poza umożliwieniem
poszerzenia zakresu pracy silnika, było również
zmniejszenie emisji tlenków azotu.
Najważniejsze wnioski wynikające z przeprowadzonych
badań można sformułować następująco:
1. Doładowanie nie wpływa w znaczącym stopniu na
sprawność cieplną silnika, jednakże uwzględnienie pracy
sprężania mechanicznego powoduje, że jest ono niekorzystne
z energetycznego punktu widzenia. Zastosowanie
turbosprężarki w silniku wielocylindrowym mogłoby
rozwiązać ten problem. Spiętrzenie spalin przez turbinę
byłoby kompensowane większym kątoprzekrojem zaworu
wylotowego.
2. Zwiększenie ciśnienia w układzie dolotowym silnika,
niezależnie od dawki wtryskiwanego paliwa, prowadzi
do wzrostu szybkości narastania ciśnienia ze względu na
wyprzedzenie samozapłonu.
70 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

An investigation of supercharged CAI engine with internal gas recirculation...
in excessive NOx emission. The aim of boost application,
apart from possible extension of the high load regime, was
reduction of NOx emission.
The findings of this study are summarized below:
1. The intake pressure does not influence thermal efficiency
of the engine, however considering of compression work
makes the boost application negative from the energetic
point of view. The use of turbocharger in a multi-cylinder
engine would make the charging process advantageous,
as turbine backpressure could be compensated by increase
of exhaust valve effective flow area.
2. Increase of intake pressure results in increase of PRR due
to auto-ignition advance.
3. Increase of fuel dilution ratio obtained by boost application
results in considerable drop of cylinder-out NO x
emission.
However, in the range of low loads it is associated with
some penalty in terms of larger CO emission.
Acknowledgements
The authors wish to thank AVL List GmbH for making
simulation software available within a framework of AVL
University Partnership Program.
Nomenclature/oznaczenia
CA/OWK Crankshaft Angle/kąt obrotu wału korbowego
EGR Exhaust Gas Re-circulation/recyrkulacja spalin
EVC/ZW Exhaust Valve Closing/zamknięcie zaworu wylotowego
EVO/OW Exhaust Valve Opening/otwarcie zaworu wylotowego
FTIR Fourier Transform Infrared/transformata Fouriera
widma w podczerwieni
HRR Heat Release Rate/szybkość wywiązywania się ciepła
IMEP/pi Indicated Mean Effective Pressure/średnie ciśnienie
indykowane
IVC/ZD Intake Valve Closing/zamknięcie zaworu dolotowego
IVO/OD Intake Valve Opening/otwarcie zaworu dolotowego
l Air Excess Ratio/współczynnik nadmiaru powietrza
MFB Mass Fraction Burnt/stopień wypalenia dawki paliwa
NVO/UWZ Negative Valve Overlap/ujemne współotwarcie zaworów
PRR Pressure Rise Rate/szybkość narastania ciśnienia
Jacek Hunicz, DSc., DEng. – doctor in the Faculty
of Mechanical Engineering at Lublin University
of Technology.
Dr hab. inż. Jacek Hunicz – adiunkt na Wydziale
Mechanicznym Politechniki Lubelskiej.
e-mail: j.hunicz@pollub.pl
Michał Gęca, MEng. – post-graduated student in
the Faculty of Mechanical Engineering at Lublin
University of Technology.
Mgr inż. Michał Gęca – doktorant na Wydziale
Mechanicznym Politechniki Lubelskiej.
e-mail: michal.geca@pollub.pl
3. Zwiększenie ilości powietrza w cylindrze znacznie obniża
emisję tlenków azotu, prowadząc w przypadku małych
obciążeń do niewielkiego wzrostu emisji tlenku węgla.
Podziękowania
Autorzy dziękują firmie AVL List GmbH za udostępnienie
oprogramowania symulacyjnego Advanced Smulation
Technologies w ramach programu AVL University
Partnership.
Paper reviewed/Artykuł recenzowany
Bibliography/Literatura
[1] Blaxill H., Cairns A.: Production-feasible controlled autoignition,
Auto Technology, vol. 7, pp. 28-31, 2007.
[2] Gaynor J.A., Fleck R., Kee R.J., Kenny R.G., Cathcart G.:
A study of efficiency and emissions for a 4-Stroke SI and a
CAI engine with EEGR and light boost, SAE Technical Paper
2006-32-0042, 2006.
[3] Hunicz J.: Kontrolowany samozapłon w silniku benzynowym,
Wydawnictwo Politechniki Lubelskiej, 2011.
[4] Hunicz J., Kordos P.: Experimental study of the gasoline engine
operated in spark ignition and controlled auto-ignition combustion
modes, SAE Technical Paper 2009-01-2667, 2009.
[5] Kozaczewski W.: Zmienne fazy rozrządu – nowe rozwiązania
i silnik badawczy do badania ich wpływu, Journal of KONES
Combustion Engines, vol. 8, No 3-4, pp. 182-187, 2001.
[6] Lavy. J., Dabadie J.Ch., Angelberger Ch., Duret P., Willand
J., Juretzka A., Schäflein J., Ma T., Lendresse Y., Satre A.,
Schulz Ch., Kraämer H., Zhao H., Damiano L.: Innovative
ultra-low NOX controlled auto-ignition combustion process
for gasoline engines: the 4-SPACE project, SAE Technical
Paper 2000-01-1837, 2000.
[7] Najt P., Foster D.E.: ”Compression-Ignited Homogeneous
Charge Combustion”, SAE Technical Paper 830264, 1983.
[8] Noguchi M., Tanaka Y., Tanaka T., Takeuchi Y.: A Study on
Gasoline Engine Combustion by Observation of Intermediate
Reactive Products during Combustion, SAE Technical paper
790840, 1979.
[9] Scaringe R.J., Wildman C., Cheng W.K.: On the high load limit
of boosted gasoline HCCI engine operating in NVO mode,
SAE Technical Paper 2010-01-0162, 2010.
[10] Stanglmaier R.H., Roberts Ch.E.: Homogeneous charge compression
ignition (HCCI): benefits, compromises, and future engine
applications, SAE Technical Paper 1999-01-3682, 1999.
[11] Urushihara T., Hiraya K., Kakuhou A., Itoh T.: Expansion
of HCCI operating region by the combination of direct fuel
injection, negative valve overlap and internal fuel reformation,
SAE Technical Paper 2003-01-0749, 2003.
[12] Wildman C., Scaringe R.J., Cheng W.K.: On the maximum
pressure rise rate in boosted HCCI operation, SAE Technical
Paper 2009-01-2727, 2009.
[13] Yao M., Zheng Z., Liu H.: Progress and recent trends in
homogeneous charge compression ignition (HCCI) engines,
Progress in Energy and Combustion Science, vol. 35, pp.
398–437, 2009.
[14] Yap D., Wyszyński M.L., Megaritis A., Xu H.: Applying boosting
to gasoline HCCI operation with residual gas trapping,
SAE Technical Paper 2005-01-2121, 2005.
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
71

Eksperymentalna metoda wyboru punktów pomiaru diagnostycznych sygnałów drganiowych...
Grzegorz M. SZYMAŃSKI
Franciszek TOMASZEWSKI
PTNSS-2012-SS3-308
Experimental method for the selection of points of measurement
diagnostic vibration signals on internal combustion engine
The diagnostic testing of internal combustion engine can be made by using working processes and methods which take
advantage of leftover processes. Working processes give information about general condition of internal combustion
engine. Leftover processes give information about condition of particular subassemblies and kinematic couples; hence
they are used as autonomous processes or as processes supporting other diagnostic methods. Methods based on analysis
of vibrations and noise changes to determine technical condition of object are named as vibroacoustic diagnostics. In
papers about vibroacoustic diagnostics of engine, problems connected with difficulty to select test point and to define
diagnostic parameters containing essential information about engine’s condition, are most often omitted. Selection of
engine’s working parameters and conditions of taking measurements or recording vibration signal are usually based on
references, researcher’s experience or intuition. General assumptions about taking measurements of signal closest to
its source are most often used. This paper presents a new approach to vibroacoustic diagnostics of internal combustion
engine. Selection of test points of vibration on the basis of impact tests results was suggested and performed a sensitivity
analysis of measurement points on the cylinder head, the force impulse.
Key words: diagnostic, internal combustion engine, impact test
Eksperymentalna metoda wyboru punktów pomiaru
diagnostycznych sygnałów drganiowych na silniku spalinowym
Diagnostyka silników spalinowych opiera się na metodach wykorzystujących procesy robocze (indykowanie, zmiany
momentu obrotowego w funkcji obrotu wału korbowego, pomiar ciśnienia i temperatury spalin, ciśnienia w przestrzeni
nad i pod tłokiem, parametrów zasilania, zadymienia spalin itp.) oraz procesy resztkowe (drgania, hałas, procesy termiczne,
elektryczne i inne). Na podstawie wyników badań procesów roboczych można wnioskować o ogólnym stanie silnika
spalinowego, natomiast procesy resztkowe dają informacje o stanie poszczególnych podzespołów i par kinematycznych.
Dlatego procesy resztkowe wykorzystuje się jako autonomiczne lub wspomagające inne metody diagnostyczne. Wszystkie
metody oparte na analizie zmian drgań i hałasu dla określenia stanu technicznego obiektu noszą nazwę diagnostyki
wibroakustycznej. W pracach poświęconych diagnostyce wibroakustycznej silnika najczęściej pomija się zagadnienia
związane z problemem wyboru punktu pomiarowego oraz określenia parametrów diagnostycznych zawierających istotne
informacje o stanie silnika. Dobór parametrów pracy silnika oraz warunków dokonania pomiaru lub zapisu sygnału
drganiowego opiera się zazwyczaj na wiedzy literaturowej, doświadczeniu lub intuicji badacza. Bardzo często korzysta
się z ogólnych przesłanek dotyczących pomiaru sygnałów jak najbliżej źródła ich powstawania. W artykule przedstawiono
metodę wyboru punktów rejestracji sygnałów drgań, opierającą się na analizie wyników testów impulsowych głowicy
silnika spalinowego.
Słowa kluczowe: diagnostyka, silnik spalinowy, test impulsowy
1. Introduction
In the capacity of drive units in the rail vehicles among
other things the self-ignition internal combustion engines
(I. C. engines) of medium and high power rating are used.
Diagnosing of their technical condition enables to carry out
an overhaul policy conditioned by technical condition, to
prevent most of unplanned outages and by detecting defects
in early stage, to decrease significantly the scope and the cost
of overhaul and service. Safety of transportation and their
timelines constitute a separate issue.
To assess technical condition and working conditions
(functional and operation parameters) of combustion engine,
parameters and characteristics of vibration signal generated
by combustion engine [1 – 3] are more and more often used.
However, receiving from vibrations diagnostically useful
information is not easy. It is difficult to identify and to de-
1. Wprowadzenie
Jako elementy jednostek napędowych pojazdów szynowych
stosowane są między innymi silniki spalinowe o
zapłonie samoczynnym (ZS) średniej i dużej mocy. Diagnozowanie
ich stanu technicznego pozwala prowadzić politykę
remontową uwarunkowaną stanem technicznym, zapobiegać
większości nieplanowanych postojów, a dzięki wykryciu
uszkodzeń we wczesnym stadium rozwoju radykalnie
zmniejszyć zakres i koszty napraw i obsługi. Odrębnym
aspektem są względy bezpieczeństwa przewozów oraz ich
terminowość.
Do oceny stanu technicznego lub oceny stanu pracy (parametrów
funkcjonalnych i operacyjnych) silnika spalinowego
coraz częściej wykorzystywane są miary i charakterystyki
sygnału drganiowego generowanego przez silnik spalinowy
[1 – 3]. Pozyskanie informacji użytecznej diagnostycznie,
72 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

Experimental method for the selection of points of measurement diagnostic vibration signals...
duct the technical or working condition of engine’s part or
subassembly on the basis of commonly used parameters and
characteristics of vibroacoustic signal (VA), stems, among
others, from complex nature of vibrations generated by
engine, processes proceeding inside, coexistence of many
sources of vibrations and complex kinetics.
This study hereafter will show the problem of choosing
on the engine head the point of acquisition of the vibration
signals for diagnostic testing (for the valve clearance assessing).
2. Choosing the acquisition point of the vibration
signals
To assess technical condition of combustion engine,
parameters of accompanying processes, working processes
and parameters of processes used in nondestructive tests
(e.g. ultrasounds) are used as a vector signal. The following
values describe working processes used in diagnostic testing
of combustion engines: power, torque, reaction torque,
instantaneous angular speed and turning angle of crankshaft
etc. They are used as conceptualized parameters of technical
condition of an engine.
Parameters of accompanying processes (vibrations,
noise, thermal processes, wear etc.) are used to diagnose
detailed technical condition of engine and to localize failures.
In diagnostic testing of combustion engine, vibroacoustic
processes (vibrations, noise) are the most often used accompanying
processes.
Because of placing the vibration transducers has strong
influence on the results received after diagnostic signals
analysis, in the course of drawing up a method for the diagnostic
testing the important thing is choosing the point
of vibration signal acquisition. In extreme case the place
of vibration measurement improperly chosen might give
wrong conclusions about the technical condition of combustion
engine.
3. Research methodology
Combustion engine a8C22 were the research object. This
engine is used, among others, to drive diesel locomotive
type SM 42, power generators and as supporting engines in
watercrafts. It is a medium-speed, four cycle, V-engine with
direct injection supercharged with turbo compressors with
cooling of supercharging air. Research referring to defining
frequencies of proper vibrations of engine’s parts and units
were carried out according to active experiment. Active experiment
consists in purposeful change of input or disturbing
parameters and observing influence of those changes on input
parameters. Excitation power in impact tests was taken as
input parameter and vibration accelerations of combustion
engine’s cylinder head are taken as output parameters.
The vibration transducers type 4504 [7] made by Brüel
& Kjær company were chosen following the instructions
comprised in the study [4, 5] and their frequency band was
up to 18 kHz. In the course of diagnostic testing the signals
in the band range from 0.1 Hz to 25 kHz were recorded. The
sampling frequency was adjusted to the value of 65536 Hz
and the accelerometers were mounted on the engine head
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
zawartej w drganiach nie jest łatwe. Trudność identyfikacji i
wnioskowania o stanie technicznym lub pracy elementu albo
podzespołu silnika na podstawie powszechnie stosowanych
miar i charakterystyk sygnału wibroakustycznego (WA) wynika
między innymi ze złożonej natury drgań generowanych
przez silnik, zachodzących w nim procesów, koegzystencji
wielu źródeł drgań, a także złożonej kinematyki.
W artykule będzie przedstawiony problem wyboru punktu
akwizycji sygnałów drgań na głowicy silnika spalinowego
do celów diagnostycznych (oceny luzów zaworów).
2. Wybór punktu akwizycji sygnałów drgań
Jako wektor sygnału do oceny stanu technicznego silnika
spalinowego wykorzystywane są parametry procesów towarzyszących,
roboczych oraz parametry procesów wykorzystywanych
w badaniach nieniszczących (np. ultradźwięki).
Wielkościami opisującymi procesy robocze stosowanymi w
diagnostyce silników spalinowych są: moc, moment obrotowy
i reakcyjny, chwilowa prędkość kątowa i kąt skręcenia
wału korbowego itp.; są one stosowane jako uogólnione
parametry stanu technicznego silnika.
Parametry procesów towarzyszących (drgania, hałas, procesy
termiczne, zużycia itp.) są stosowane do diagnozowania
szczegółowego stanu technicznego silnika oraz lokalizacji
niezdatności. Do najczęściej wykorzystywanych procesów
towarzyszących w diagnostyce silników spalinowych należą
procesy wibroakustyczne (drgania i hałas).
Ważnym zagadnieniem w trakcie opracowywania metodyki
badań diagnostycznych jest wyznaczenie punktu
akwizycji sygnałów drgań, ponieważ umiejscowienie
przetworników drgań ma znaczący wpływ na otrzymane
wyniki analiz sygnałów diagnostycznych. W ekstremalnym
przypadku nieprawidłowo wybrane miejsce pomiaru drgań
może prowadzić do błędnych wniosków dotyczących stanu
technicznego silnika spalinowego.
3. Metodyka badań
Obiektem badań był silnik spalinowy a8C22. Silnik
ten jest stosowany między innymi do napędu lokomotyw
spalinowych serii SM 42, agregatów prądotwórczych oraz
jako silnik pomocniczy jednostek pływających. Jest to widlasty,
średnioobrotowy silnik czterosuwowy z wtryskiem
bezpośrednim, doładowany dwoma turbosprężarkami z
chłodzeniem powietrza doładowującego.
Badania dotyczące wyznaczenia częstotliwości drgań
własnych głowicy silnika spalinowego przeprowadzono,
opierając się na założeniach eksperymentu czynnego, który
polega na celowej zmianie parametrów wejściowych lub
zakłócających i obserwacji wpływu tych zmian na parametry
wyjściowe. Za parametr wejściowy przyjęto siłę wymuszającą
w testach impulsowych, natomiast za parametry
wyjściowe – przyspieszenia drgań wybranych elementów i
zespołów silnika spalinowego.
Przetworniki drgań typu 4504 [7] firmy Brüel&Kjær
wybrano na podstawie wskazówek zawartych w pracach [4,
5], liniowe pasmo przenoszenia wybranych przetworników
wynosiło do 18 kHz. Podczas badań rejestrowano sygnały
w paśmie 0,1 Hz – 25 kHz. Częstotliwość próbkowania
73

Eksperymentalna metoda wyboru punktów pomiaru diagnostycznych sygnałów drganiowych...
by glue. To choose the places of measurement a principle
that the transducer should be put in the place accessible and
closest to the area where the working valves generate the
vibration signals was taken [1, 6].To recording the vibration
signals three pieces of the tri-axial vibration converters (P1,
P2, P3) were used. There were taken the following directions
of the measurement of vibrations: 1) direction X – parallel
with the cylinder radius, 2) direction Z – parallel with the
cylinder axle, 3) direction Y – perpendicular to two previous
directions.
Figure 1 presents a view of the head of cylinders in the
tested engine while Fig. 2 – the spatial orientation of the
transducers for vibration measurements and the places of
their mounting on tested object. To recording the vibration
signals a Multi-Analyzer PULSE made by the Brüel & Kjær
company was used. The view of the measurement equipment
in diagnostic post is shown in Fig. 3.
ustawiono na 65536 Hz. Akcelerometry zamocowano na
głowicy silnika spalinowego za pomocą kleju. Przy wyborze
miejsc pomiarowych przyjęto zasadę, że przetwornik powinien
znajdować się jak najbliżej miejsca generacji sygnału
drgań związanego z pracą zaworów oraz w miejscu dostępnym
[1, 6]. Do rejestracji drgań użyto trzech trójosiowych
przetworników drgań (P1, P2, P3). Orientacje kierunków
pomiaru drgań przyjęto następująco: kierunek X równoległy
do promienia cylindra, kierunek Z równoległy do osi cylindra,
kierunek Y prostopadły do dwóch pozostałych.
Głowicę cylindrów badanego silnika przedstawiono na
rys. 1, a orientację przestrzenną przetworników do pomiaru
drgań oraz miejsce ich mocowania na badanym obiekcie
na rys. 2.
Do rejestracji sygnałów drgań zastosowano Multianalizator
PULSE firmy Brüel&Kjær. Aparaturę pomiarową na
stanowisku diagnostycznym przedstawiono na rys. 3.
Przedstawione na rys. 3 urządzenie umożliwia rejestrację
przebiegów szybkozmiennych równolegle na 17 kanałach z
dynamiką do 160 dB.
Fig. 1. View of the cylinder head engine’s on the locomotive SM42
(engine a8C22)
Rys. 1. Głowica cylindrów silnika lokomotywy SM42 (silnik a8C22)
Fig. 2. Distribution of acceleration transducers on the cylinder head,
engine a8C22
Rys. 2. Rozmieszczenie przetworników drgań na głowicy cylindrów
silnika a8C22
Fig. 3. View of the measurement equipment on the diagnostic post in Transporting Means Factory in Poznan
Rys. 3. Aparatura pomiarowa na stanowisku diagnostycznym w Zakładzie Taboru w Poznaniu
74 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

Experimental method for the selection of points of measurement diagnostic vibration signals...
The device shown in Fig. 3 enables the registration of
the quick-changeable runs parallel on 17 ducts with the
dynamics up to 160 dB.
4. Analysis of test results
To make selection of the best point of signal acquisition
for assessing the valve clearance, the pulse tests of the
engine head were made and they consisted in impacting of
the valves on the valve seats. The impacts were made by
removing the standard plate placed between the valve stem
and the valve rocker. To eliminate the casual errors and to
obtain the averaging result, the operation described above
was repeated several times on each of the valves. The aim
was to determine such a vibration signals measurement place
4. Analiza wyników badań
W celu wyboru najlepszego punktu akwizycji sygnałów z
punktu widzenia oceny luzu zaworów wykonano testy impulsowe
głowicy polegające na uderzaniu zaworów o gniazda
zaworowe. Uderzenia były realizowane przez usuwanie,
umieszczonej pomiędzy trzonkiem zaworu a dźwigienką,
płytki wzorcowej. Operację taką powtarzano kilkakrotnie
dla każdego zaworu, aby wyeliminować przypadkowe błędy
oraz umożliwić wykonanie procesu uśredniania. Celem
badań było ustalenie takiego punktu pomiaru sygnałów
drganiowych, który umożliwiałby ocenę procesu zderzenia
każdego zaworu.
Analizy zarejestrowanych sygnałów wykonano w środowisku
PULSE REFLEX [8]. Wykorzystane oprogramowanie
Direction X Direction Y Direction Z
Accelerometer P3
Accelerometer P2
Accelerometer P1
Fig. 4. The averaging amplitude spectrums of the vibration accelerations – left inlet valve impact
Rys. 4. Uśrednione widma amplitudowe przyspieszeń drgań; uderzenie lewym zaworem dolotowym
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
75

Eksperymentalna metoda wyboru punktów pomiaru diagnostycznych sygnałów drganiowych...
Direction X Direction Y Direction Z
Accelerometer P3
Accelerometer P2
Accelerometer P1
Fig. 5. The averaging amplitude spectrums of the vibration accelerations – right inlet valve impact
Rys. 5. Uśrednione widma amplitudowe przyspieszeń drgań; uderzenie prawym zaworem dolotowym
which would allow to make assessment of the impacting
process on each valve. The analysis of the signals recorded
were made in PULSE REFLEX [8] environment. The used
software enabled to carry out an analysis of nine signals at
the same time. Such an analysis variant gave opportunity
to determine the influence of the impacts in each individual
valve on the signals synchronously recorded in three different
measurement points.
Selected tests results for determining the acquisition
point of the vibration acceleration signals are shown in
Figures 4 – 7.
Figure 4 shows the averaging amplitude spectrums of
the vibration acceleration signals synchronously recorded
on three mutually perpendicular directions and in three different
measurement points. The demonstrated spectrums are
umożliwiało równoległą analizę dziewięciu sygnałów. Taki
wariant analizy pozwalał na określenie wpływu uderzeń
poszczególnych zaworów na sygnały rejestrowane synchronicznie
w trzech różnych punktach pomiarowych.
Wybrane wyniki badań dotyczących wyznaczenia punktu
akwizycji sygnałów przyspieszeń drgań przedstawiono na
rys. 4 – 7.
Na rysunku 4 przedstawiono uśrednione widma amplitudowe
sygnałów przyspieszeń drgań zarejestrowanych
synchronicznie w trzech wzajemnie prostopadłych kierunkach
i trzech różnych punktach pomiarowych. Pokazane
widma są wynikiem analizy sygnałów drganiowych będących
następstwem zderzenia lewego zaworu dolotowego z
gniazdem zaworu.
Uśrednione widma amplitudowe sygnałów przyspieszeń
76 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

Experimental method for the selection of points of measurement diagnostic vibration signals...
Direction X Direction Y Direction Z
Accelerometer P3
Accelerometer P2
Accelerometer P1
Fig. 6. The averaging amplitude spectrums of the vibration accelerations – right outlet valve impact
Rys. 6. Uśrednione widma amplitudowe przyspieszeń drgań; uderzenie prawym zaworem wylotowym
the results of the analysis of vibration signals being outcome
of the left inlet valve impact on the valve seat.
Figure 5 contains the averaging amplitude spectrums of
the vibration acceleration signals recorded in three mutually
perpendicular directions and three different measurement
points. The demonstrated spectrums are the analysis results
of the vibration signals being the outcome of the right inlet
valve impact on the valve seat.
As the result of an impact of the right outlet valve on
the valve seat, a vibration signal was generated and its
averaging frequency characteristics (averaging amplitude
spectrums) are shown in Fig. 6. The signals of vibration
accelerations were recorded taking into consideration three
mutually perpendicular directions and in three different
measurement points.
drgań zarejestrowanych w trzech wzajemnie prostopadłych
kierunkach i trzech różnych punkach pomiarowych przedstawiono
na rys. 5. Widma są tu wynikiem analizy sygnałów
drganiowych będących następstwem zderzenia prawego
zaworu dolotowego z gniazdem.
W wyniku uderzenia prawego zaworu wylotowego z
gniazdem został wygenerowany sygnał drganiowy, którego
uśrednione charakterystyki częstotliwościowe (uśrednione
widma amplitudowe) przedstawiono na rys. 6. Sygnały
przyspieszeń drgań zarejestrowano w trzech wzajemnie
prostopadłych kierunkach i trzech różnych punkach pomiarowych.
Uśrednione widma amplitudowe sygnałów przyspieszeń
drgań zarejestrowanych w trzech wzajemnie prostopadłych
kierunkach i trzech różnych punkach pomiarowych przedsta-
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
77

Eksperymentalna metoda wyboru punktów pomiaru diagnostycznych sygnałów drganiowych...
Direction X Direction Y Direction Z
Accelerometer P3
Accelerometer P2
Accelerometer P1
Fig. 7. The averaging amplitude spectrums of the vibration accelerations – left outlet valve impact
Rys. 7. Uśrednione widma amplitudowe przyspieszeń drgań; uderzenie lewym zaworem wylotowym
Figure 7 shows the averaging amplitude spectrums of the
signals of vibration accelerations recorded on three mutually
perpendicular directions and in three measurement points.
Presented characteristics are the results of the analysis of
vibration signals being the outcome of the left outlet valve
and the valve seat smash.
From the characteristics shown in figures 4 –7, it appears
that to assess the action correctness of valves adjustment
system in an engine tested, the best thing is to apply the point
P3 because it is characterized by the best dynamics and the
smallest sensitivity for the changing of an impact place (the
changing of the impact valve). To make an assessment of
the valve operation, point P1 is much less useful.
wiono na rys. 7. Widoczne tu charakterystyki są wynikiem
analizy sygnałów drganiowych będących następstwem
zderzenia lewego zaworu wylotowego z gniazdem.
Z przedstawionych na rysunkach 4 – 7 charakterystyk
wynika, że do oceny poprawności działania układu regulacji
zaworów badanego silnika najlepiej jest zastosować punkt
P3, ponieważ charakteryzuje się on najlepszą dynamiką
oraz najmniejszą wrażliwością na zmianę miejsca uderzenia
(zmiana uderzającego zaworu). Najmniej przydatnym punktem
pomiarowym do oceny pracy zaworów jest punkt P1.
5. Podsumowanie
W artykule przedstawiono metodę wspomagającą wybór
punktów akwizycji sygnałów drgań, bazującą na analizie
78 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

Experimental method for the selection of points of measurement diagnostic vibration signals...
5. Conclusion
This paper shows a method which supports the choosing
of the vibration signals acquisition points, it is based on an
analysis of the test signals. This paper demonstrated that
in the course of working out the test method is not enough
to consider only the specialist literature and/or the some
researcher’s experience.
In described case all three measurement points met the
requirements described in specialist literature, i.e. they were
placed closest to the vibration source and they were easy
accessible. However, to make an assessment of the valve
clearance, by the frequency characteristics analysis on the
basis of pulse test signals, point P3 was chosen.
Through the analysis of the presented test results it was
found that the point of acquisition of the vibration signals,
described as P1 should not be used for making an assessment
of the valve clearance, because it is characterized by the low
dynamics in the changes in the characteristics of spectrum
test signals involving the action of valves.
It is possible to use measurement point P1 for making a
diagnosis of the other elements of the cylinder head in combustion
engine and the processes proceeding there and that
is because the disorders caused by the valves and the valve
seats smashes will be smaller than in the other taken into
consideration points of a vibration acquisition. However, it
is necessary first to make tests for proving the usefulness of
this measurement point for a diagnostic testing.
impulsowych sygnałów testowych. Wykazano, że podczas
projektowania metodyki badań nie można kierować się
tylko przesłankami literaturowymi i/lub doświadczeniem
badacza.
W opisywanym przykładzie wszystkie trzy punkty pomiarowe
spełniały warunki opisywane w literaturze, tzn.
były położone blisko źródła drgań oraz były łatwo dostępne,
jednak do oceny luzu zaworowego na podstawie analiz
charakterystyk częstotliwościowych impulsowych sygnałów
testowych wybrano punkt P3.
Na podstawie analizy przedstawionych wyników badań
stwierdzono, że punkt akwizycji sygnałów drganiowych
oznaczony P1 nie powinien być stosowany do oceny luzu
zaworów, ponieważ charakteryzuje się niską dynamiką
zmian charakterystyk widmowych sygnałów testowych
związanych z pracą zaworów.
Istnieje możliwość zastosowania punktu pomiarowego
P1 do diagnozowania innych elementów głowicy cylindrów
silnika spalinowego lub procesów w niej zachodzących,
ponieważ zakłócenia od zderzeń zaworów z gniazdami będą
mniejsze niż w innych rozpatrywanych punktach akwizycji
sygnałów drgań. Należy jednak przedtem wykonać testy
potwierdzające przydatność tego punktu pomiarowego do
diagnostyki.
Paper reviewed/Artykuł recenzowany
Bibliography/Literatura
[1] Niziński S., Michalski R.: Diagnostyka obiektów technicznych,
Biblioteka Problemów Eksploatacji Polskie Towarzystwo Diagnostyki
Technicznej, Katedra Eksploatacji Pojazdów i Maszyn
Wydziału Nauk Technicznych Uniwersytetu Warmińsko-Mazurskiego
w Olsztynie, Instytut Technologii Eksploatacji w
Radomiu, 2002.
[2] Czechyra B., Szymański G.M., Tomaszewski F.: Assessment
of camvalves clearance in internal combustion engine based
on parameters of vibration – methodological assumption,
Combustion Engines No. 1/2004(118).
[3] Szymański G.M.: Analiza możliwości zastosowania wybranych
charakterystyk sygnału drganiowego do diagnostyki silnika
spalinowego. Rozprawa doktorska, Politechnika Poznańska,
Poznań 2005.
[4] Osiecki J., Ziemba S.: Podstawy pomiarów drgań mechanicznych.
PWN, Warszawa 1968.
[5] Serridge M., Licht T.R.: Piezoelectric accelerometers and
vibration preamplifiers. Brüel & Kjær 1987.
[6] Żółtowski B., Ćwik Z.: Leksykon diagnostyki technicznej.
ATR, Bydgoszcz 1996.
[7] 4504A – Triaxial piezoelectric IEPE accelerometer, excl. cable
(2012) [Online] available: http://www.bksv.com/products/
transducersconditioning/vibration-transducers/accelerometers/
accelerometers/4504a.aspx
[8] PULSE ReflexTM The product of intuition cable (2012) [Online]
available: http://www.bksv.com/doc/bg1736.pdf
Prof. Franciszek Tomaszewski, DSc., DEng. – Professor
in the Faculty of Working Machines and Transportation
at Poznan University of Technology.
Dr hab. inż. Franciszek Tomaszewski – profesor na
Wydziale Maszyn Roboczych i Transportu Politechniki
Poznańskiej.
e-mail: franciszek.tomaszewski@put.poznan.pl
Grzegorz M. Szymański, DEng. – doctor in the Faculty
of Working Machines and Transportation at Poznan
University of Technology.
Dr inż. Grzegorz M. Szymański – adiunkt na Wydziale
Maszyn Roboczych i Transportu Politechniki
Poznańskiej.
e-mail: grzegorz.m.szymanski@put.poznan.pl
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
79

Analiza emisyjności samochodu ciężarowego w ruchu miejskim
Jerzy MERKISZ
Miłosław KOZAK
Piotr MOLIK
Dawid NIJAK
Maciej ANDRZEJEWSKI
Mateusz NOWAK
Łukasz RYMANIAK
Andrzej ZIÓŁKOWSKI
PTNSS-2012-SS3-309
The analysis of the emission level from a heavy-duty truck in city traffic
The paper presents the analysis of the emission level from a heavy-duty truck of the GVW of 12 000 kg. The exhaust
emission tests were performed under actual traffic conditions in the area of Poznań. For the tests a portable exhaust
emission analyzers SEMTECH DS and AVL Micro Soot Sensor were used. Based on the obtained values of the emission
of CO, NOx and PM the emission indexes were determined that provided information on the excess or non-excess of the
unit values of the measured components specified in the EEV standard. The vehicle gas mileage was also determined
through the carbon balance method.
Key words: heavy-duty truck, exhaust emissions, measurements under actual traffic conditions
Analiza emisyjności samochodu ciężarowego w ruchu miejskim
W artykule przedstawiono analizę emisyjności samochodu ciężarowego (dystrybucyjnego) o dmc 12 000 kg. Badania
emisji szkodliwych składników spalin wykonano w rzeczywistych warunkach eksploatacji w aglomeracji poznańskiej. Do
badań wykorzystano mobilny przyrząd SEMTECH DS oraz mobilny analizator AVL Micro Soot Sensor. Na podstawie
uzyskanych wartości emisji CO, NOx i PM wyznaczono wskaźniki emisyjności informujące o przekroczeniu/nieprzekroczeniu
limitów emisji jednostkowej mierzonych związków określonych w normie EEV. Wyznaczono także przebiegowe
zużycie paliwa, wykorzystując metodę carbon balance.
Słowa kluczowe: samochód ciężarowy, emisja spalin, pomiary w rzeczywistych warunkach eksploatacji
1. Introduction
Vehicles playing a key role in the transportation of people
and goods are utility vehicles. These include light duty
trucks, heavy-duty trucks, buses and coaches. Globally, a
great variety of such vehicles are used having different payload
that is limited by their gross vehicle weight (GVW). For
decades the main source of propulsion of utility vehicles have
been diesel engines characterized by high torque allowing
an efficient day-to-day operation. As far as the vehicles for
the heaviest tasks are concerned (‘heavy’ segment exceeding
16.000 GVW) their engines are additionally characterized by
high engine displacement. This unfortunately results in a low
gas mileage (determined in dm 3 /100 km) [1] and high exhaust
volume. The above hints that the operation of utility vehicles
generates high exhaust emissions and that particular attention
should be paid to the reduction of their negative impact on
the natural environment. The most impactful, in terms of
ecological consequences, is the operation of heavy-duty fleet
in the centers of large, highly populated agglomerations (city
buses, sanitation vehicles and delivery trucks).
The number of heavy-duty vehicles used in Poland and
worldwide grows continuously (Fig. 1). Despite the fact
the newly registered vehicles are fitted with technologically
and environmentally advanced powertrains (sophisticated
aftertreatment systems with a provision for the newest Euro
VI standard) it is still necessary to seek ways to reduce the
1. Wprowadzenie
Pojazdami, które odgrywają główną rolę w transporcie
osób i ładunków są pojazdy użytkowe, w tym samochody dostawcze,
ciężarowe i autobusy/autokary. Obecnie na świecie
eksploatowanych jest wiele typów takich pojazdów o różnej
ładowności, ograniczonej dopuszczalną masą całkowitą
pojazdu (dmc). Od wielu dziesięcioleci głównym źródłem
napędu pojazdów użytkowych są silniki spalinowe o zapłonie
samoczynnym, charakteryzujące się dużą wartością momentu
obrotowego, pozwalającego na sprawne wykonywanie
codziennych zadań przewozowych. Jeśli chodzi o pojazdy
przeznaczone do najcięższych zastosowań – ciężki segment
masowy, powyżej 16 tys. kg dmc – to ich jednostki napędowe
charakteryzują się ponadto dużą wartością objętości skokowej.
Związane jest z tym, niestety, także duże przebiegowe
zużycie paliwa (określane w dm 3 /100 km) [1] oraz duży
wydatek spalin. Z powyższego wynika, że eksploatacja pojazdów
użytkowych powoduje dużą emisję zanieczyszczeń
do atmosfery i należy zwracać szczególną uwagę na kwestię
zmniejszania ich negatywnego oddziaływania na środowisko
naturalne. Najbardziej istotne znaczenie w aspekcie
ekologicznych skutków eksploatacji pojazdów ciężkich ma
emisja związków toksycznych z pojazdów poruszających się
po zatłoczonych centrach miast (głównie autobusy miejskie,
pojazdy komunalne i dystrybucyjne), gdzie w bliskim otoczeniu
tych pojazdów znajduje się duża liczba osób.
80 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

The analysis of the emission level from a heavy-duty truck in city traffic
Fig. 1. The number of registered heavy-duty trucks in Poland in the years 1995-2010 [9]
Rys. 1. Liczba zarejestrowanych w Polsce samochodów ciężarowych w latach 1995-2010 [9]
Drogowe badania emisji szkodliwych składników spalin
wykonano w rzeczywistych warunkach eksploatacji na odnegative
impact of these vehicles on the environment. This is
possible particularly through on-road tests under actual traffic
conditions. Under actual operating conditions, contrary
to the laboratory tests conducted in idealized conditions,
we can obtain more information that may turn out useful in
the optimization of the powertrains in terms of environment
protection [2, 3, 5]. Such investigations are invaluable not
only for the engine manufacturers but also for the end users
in terms of the reduction of the exhaust emissions (mainly
NO x
, PM and CO 2
) and fuel consumption.
2. Methodology
On-road exhaust emission tests were performed under
actual traffic conditions in the Poznań area (Fig. 2). When
selecting the route the authors took into account the necessity
of reflecting the actual operation of the heavy-duty trucks
Liczba użytkowanych w Polsce
i na świecie samochodów
ciężarowych sukcesywnie wzrasta
(rys. 1). Mimo że sprzedawane i
nowo rejestrowane samochody
są wyposażane w coraz bardziej
dopracowane konstrukcyjnie i
ekologiczne jednostki napędowe
(dzięki rozbudowanym układom
oczyszczania spalin spełniającym
z zapasem najnowszą normę emisji
Euro VI), konieczne jest jednak
ciągłe poszukiwanie sposobów
na ograniczenie niekorzystnego
oddziaływania tych samochodów
na środowisko. Jest to możliwe
zwłaszcza podczas wykonywania
badań w warunkach rzeczywistego
ruchu po drogach. W rzeczywistej eksploatacji, w
porównaniu do badań stanowiskowych prowadzonych w
wyidealizowanych warunkach, można pozyskać bowiem
więcej niezbędnych informacji przydatnych do optymalizacji
układu napędowego pod względem ograniczenia jego
szkodliwego oddziaływania na środowisko naturalne [2, 3,
5]. Takie badania są cenne nie tylko dla konstruktorów pojazdów
i silników, lecz także dla bezpośrednich użytkowników
pojazdów mogących przyczynić się w dużym stopniu do
zmniejszenia emisji substancji szkodliwych (w tym głównie
NO x
, PM i CO 2
) oraz zużycia paliwa przez pojazd.
2. Metodyka badań
Fig. 2. Test route used for the on-road emission tests of a heavy-duty truck (drawn courtesy of GPSVisualizer.com)
Rys. 2. Trasa badawcza wykorzystana do drogowych badań emisji spalin pojazdu ciężarowego (wykonano na podstawie GPSVisualizer.com)
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
81

Analiza emisyjności samochodu ciężarowego w ruchu miejskim
Fig. 3. Truck ready for the on-road exhaust emission test
Rys. 3. Samochód ciężarowy przygotowany do drogowych badań emisji
szkodliwych składników spalin
(in city traffic) with particular
emphasis on:
– vehicle routes from the city
limits to the main intercity
roads – extra urban driving,
– vehicle routes between city
points – urban traffic.
Additionally, the authors took
into account the limitation related
to the GVW. The length of the test
road portion was 11 km. The tests
were conducted in the afternoon
at high road congestion.
The object of the research was
a delivery truck (Fig. 3). It was
fitted with an engine of the displacement
of 6 871 cm 3 and the
power output of 184 kW (Tab. 1).
The vehicle was partially loaded
so as to reflect the everyday
transport routine.
Powertrain/jednostka napędowa
Ignition system/rodzaj zapłonu
For the measurements of the exhaust emissions (CO,
NO x
, CO 2
) and gas mileage a portable SEMTECH DS analyzer
(Fig. 4) from the PEMS group (Portable Emissions
Measurement System) was used. The concentration of CO
and CO 2
was measured by the said measurement device
(measurement range 0–20%, accuracy ±3%). The concentration
of NO x
was measured with the NDUV (measurement
range 0–3000 ppm, accuracy ±3%). The device was fitted
with a standalone weather station obtaining such information
as ambient pressure, temperature and air humidity. The
authors were thus able to determine the humidity correction
factor K H
used in the measurement of NO x
. The device was
also fitted with a GPS module (Global Positioning System)
and could communicate with the vehicle OBD [7]. The
measurement of the mass exhaust gas flow was realized with
a 4” Prandtl pipe flow meter. Discussing the methodology
cinku pomiarowym w aglomeracji poznańskiej (rys. 2). Przy
wyborze trasy kierowano się możliwością odwzorowania
ruchu pojazdów ciężarowych (przeznaczonych do ruchu
miejskiego) ze szczególnym uwzględnieniem:
– dojazdu pojazdu od granic miasta do głównych arterii
komunikacyjnych – ruch pozamiejski,
– przejazdu pojazdu pomiędzy ośrodkami przemysłowohandlowymi
– ruch miejski.
Dodatkowo uwzględniono obowiązujące ograniczenia
dotyczące dopuszczalnej masy całkowitej pojazdu. Długość
odcinka pomiarowego wyniosła 11 km. Badania przeprowadzono
w godzinach popołudniowych przy dużym udziale
kongestii drogowych.
Obiektem badawczym był samochód ciężarowy przeznaczonych
do ruchu miejskiego – zaliczany do grupy pojazdów
dystrybucyjnych (rys. 3). Posiadał on jednostkę napędową o
pojemności skokowej 6 871 cm 3 i mocy 184 kW (tab. 1). Pojazd
obciążono częściowo ładunkiem, tak aby odwzorować
codzienne dostarczanie towarów do ośrodków handlowych
bądź przemysłowych.
Table 1. Technical specifications of the truck
Tabela 1. Charakterystyka badanego pojazdu ciężarowego
Number of cylinders/liczba cylindrów/ configuration/
układ
Diesel/ZS
6 cylinder/rzędowy, straight
Engine displacement/pojemność skokowa 6 871 cm 3
Maximum power output/moc maksymalna
Maximum torque/maksymalny moment obrotowy
Emission standard/norma emisji spalin
Aftertreatment system/układ oczyszczania
Gross vehicle weight/dopuszczalna masa całkowita
Frame/nadwozie
Dimensions (length, width, height)/wymiary (długość,
wysokość, szerokość)
184 kW (250 KM) at/przy 2300 rpm/obr/min
1000 Nm in the range from/w zakresie
1100–1750 rpm/obr/min
EEV
EGR + MAN PM-Kat
12 000 kg
7 800 x 2 550 x 2 950 mm
Do pomiarów emisji CO, NO x
, CO 2
oraz przebiegowego
zużycia paliwa wykorzystano mobilny przyrząd SEMTECH
DS (rys. 4) zaliczany do grupy PEMS (Portable Emissions
Measurement System). Pomiar stężenia CO i CO 2
odbywał
się przy użyciu analizatora (zakres pomiarowy 0–20%, dokładność
±3%). Stężenie NO x
mierzono analizatorem NDUV
(zakres pomiarowy 0–3000 ppm, dokładność ±3%). Przyrząd
posiadał własną stację meteorologiczną, umożliwiającą
pomiar ciśnienia, temperatury oraz wilgotności powietrza.
Dzięki temu wyznaczono współczynnik korekcji wilgotności
K H
wykorzystywany przy pomiarach stężenia NO x
.
Przyrząd wyposażony był także w moduł GPS (Global Positioning
System) oraz umożliwiał komunikację z systemem
diagnostycznym pojazdu [7]. Pomiar masowego natężenia
przepływu spalin odbywał się przy użyciu przepływomierza
o średnicy 4” działającego na zasadzie rurki Prandtla.
Omawiając metodykę pomiaru gazowych składników spalin,
82 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

The analysis of the emission level from a heavy-duty truck in city traffic
Fig. 4. Measurement equipment installed in the truck bed (SEMTECH
DS – red frame, AVL 483 MSS – green frame)
Rys. 4. Aparatura pomiarowa zainstalowana w przestrzeni ładunkowej
samochodu ciężarowego (przyrząd SEMTECH DS zaznaczono czerwoną
ramką, a analizator AVL 483 MSS ramką zieloną)
of the measurement of the gaseous exhaust components we
must note that the emission of HC was not measured. The
experience of the authors of this paper in testing of EEV
compliant heavy-duty vehicles tells that the powertrains of
these vehicles generate negligible amounts of HC (within
the measurement error).
For the measurement of the particulate matter the authors
used AVL 483 Micro Soot Sensor, a portable analyzer measuring
the concentration of the PM in diluted exhaust (Fig.
4). The analyzer utilizes the photo-acoustic method based
on the measurement of the carbon part of the particle. This
method consists in significant absorption of the modulated
laser light by the soot particles. This results in an alternate
heating and chilling of the medium gas in the measurement
chamber. A sound wave is thus generated that is recorded
by the microphones [6].
3. The results of the conducted exhaust emission
measurements
Based on the measured values of CO, NO x
, CO 2
and the
information pulled from the vehicle OBD and GPS, time
density characteristics were determined in the ranges of the
vehicle speed and acceleration and the engine speed and
load. In the same ranges the characteristics of the exhaust
emissions (measured with second by second resolution)
were determined.
The operating time share of the vehicle determined in the
ranges of speeds and accelerations was divided into three
main areas: the first one was for the stopped vehicle (at the
same time this was the greatest operating time share – 49%),
the second one was for the speeds of 2–6 m/s at the acceleration
of 0–0.6 m/s 2 , which was 26% of the operating time and
the third one was for the highest speeds (14–20 m/s) constituting
11% of the operating time (Fig. 5a). Such a distribution
of the operating time of the vehicle is related to the engine
work fields in the ranges of the engine speed and load (Fig.
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
należy wspomnieć, że nie dokonano pomiaru emisji HC.
Doświadczenie autorów tego artykułu w dziedzinie badań
pojazdów ciężarowych spełniających normę emisji spalin
EEV wskazuje, że jednostki napędowe tych pojazdów emitują
pomijalnie małe wartości HC (mieszczące się w granicy
błędu pomiaru).
Do pomiaru cząstek stałych wykorzystano mobilny analizator
AVL 483 Micro Soot Sensor, który umożliwiał ciągły
pomiar stężenia cząstek stałych w rozcieńczonych spalinach
(rys. 4). Analizator wykorzystuje metodę fotoakustyczną
umożliwiającą pomiar części węglowej cząstki stałej. Ta
metoda polega na znacznej absorpcji modulowanego światła
laserowego przez cząstki sadzy. Skutkuje to okresowym
(przemiennym) ogrzewaniem i chłodzeniem gazu nośnego,
co wywołuje zmianę ciśnienia w komorze pomiarowej. Powstaje
w ten sposób fala dźwiękowa, która jest rejestrowana
przez mikrofony [6].
3. Wyniki przeprowadzonych badań emisji spalin
Na podstawie zmierzonych wartości emisji CO, NO x
,
CO 2
oraz informacji odczytanych z układu diagnostycznego
pojazdu i układu GPS, wyznaczono charakterystyki
udziału czasu pracy w przedziałach prędkości i przyspieszenia
pojazdu oraz prędkości obrotowej wału korbowego
i obciążenia silnika pojazdu. W tych samych przedziałach
wyznaczono charakterystyki emisji sekundowej mierzonych
związków.
Udział czasu pracy pojazdu określony w przedziałach
prędkości i przyspieszenia można podzielić na trzy główne
obszary: pierwszy przypadł dla postoju pojazdu i jednocześnie
stanowił największy udział całkowitego czasu
pracy – 49%, drugi przypadł w zakresie prędkości 2–6 m/s
przy przyspieszeniu 0–0,6 m/s 2 i stanowił 26% czasu pracy
oraz trzeci – w zakresie największych prędkości (14–20
m/s), stanowiąc 11% czasu pracy (rys. 5a). Taki rozkład
udziału czasu pracy odniesiony do pojazdu związany jest z
rozkładem pól pracy jednostki napędowej w przedziałach
prędkości obrotowej wału korbowego i obciążenia (rys.
5b). Największy udział czasu pracy w tych przedziałach
przypadł w zakresie 600–800 obr/min przy 100–200 N·m i
stanowił 66% całkowitego czasu pracy. Drugim znaczącym
obszarem pracy jednostki napędowej był zakres średnich
prędkości obrotowych wału korbowego silnika (1000–1600
obr/min) przy obciążeniu 300–600 N·m. Obszar ten stanowił
25% całkowitego czasu pracy i wynikał bezpośrednio
z charakterystyki pracy silników pojazdów ciężarowych.
Uzyskanie takich rozkładów udziału czasu pracy wynikało z
charakterystyki odcinka pomiarowego oraz z dużego udziału
kongestii drogowych.
W odniesieniu do pojazdu największe natężenie emisji
CO wystąpiło dla maksymalnych przyspieszeń pojazdu w
zakresie prędkości 4–8 m/s i 14–16 m/s (rys. 6a). Takie
ukształtowanie emisji sekundowej CO mogło wynikać ze
zwiększonej dawki paliwa koniecznej do uzyskania przez
pojazd dużych przyspieszeń. Chwilowe zwiększenie dawki
paliwa powoduje wzbogacenie mieszanki paliwowo-powietrznej
dostarczanej do komory spalania, czego jednym
ze skutków jest wystąpienie zjawiska spalania niezupełnego.
83

Analiza emisyjności samochodu ciężarowego w ruchu miejskim
a) b)
Fig. 5. Characteristics of the operating time share in the ranges: a) vehicle speed and acceleration, b) engine speed and load
Rys. 5. Charakterystyka udziału czasu pracy w przedziałach: a) prędkości i przyspieszenia pojazdu, b) prędkości obrotowej wału korbowego
i obciążenia silnika
5b). The greatest operating time share in these ranges was
for 600–800 rpm at 100–200 N·m and constituted 66% of
the total operating time. Another significant work field of the
engine was the range of medium engine speeds (1000–1600
rpm) at the load of 300–600 N·m. This area constituted 25%
of the total operating time and resulted directly from the
characteristics of operation of heavy-duty vehicle engines.
The obtainment of such operating time share distributions
resulted from the characteristics of the measurement road
portion and a high road congestion.
The greatest CO emission rate occurred for the maximum
vehicle accelerations in the speed range of 4–8 m/s and 14–16
m/s (Fig. 6a). Such a CO emission could have resulted from
an increased dose of fuel needed for the vehicle to reach high
accelerations. A momentary increase in the fuel dose results
in a richer air fuel mixture fed to the combustion chamber
the consequence of which is incomplete combustion. The
a) b)
Uzyskany rozkład emisji sekundowej CO w przedziałach
prędkości obrotowej wału korbowego i obciążenia silnika
– największa wartość emisji CO wystąpiła dla prędkości
1800–2400 obr/min i dla maksymalnego zakresu obciążenia
700–1000 N·m (rys. 6b) – może wskazywać na wystąpienie
tego zjawiska.
W przedziałach prędkości i przyspieszenia pojazdu
największe średnie natężenie emisji NO x
wystąpiło dla
przyspieszenia 0,6 m/s2 w całym zakresie prędkości (rys.
7a). Zwrócono także uwagę, że największy udział emisji
sekundowej NO x
wystąpił w przedziale średnich prędkości
pojazdu (10–14 m/s) w zakresie przyspieszeń 0–1,8 m/s 2
i stanowił 48% całkowitej emisji uzyskanej przez pojazd
podczas trwania testu. Tak duży udział emisji sekundowej
NO x
przy średnich prędkościach wynikał z charakterystyki
pracy zamontowanego w pojeździe układu SCR – najwyższy
stopień konwersji NO x
w reaktorze katalitycznym SCR wy-
Fig. 6. The characteristics of the emission of CO (second by second measurement resolution) in the ranges: a) vehicle speed and acceleration,
b) engine speed and load
Rys. 6. Charakterystyka emisji sekundowej CO w przedziałach: a) prędkości i przyspieszenia pojazdu, b) prędkości obrotowej wału korbowego
i obciążenia silnika
84 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

The analysis of the emission level from a heavy-duty truck in city traffic
a) b)
Fig. 7. The characteristics of the emission of NO x
(second by second measurement resolution) in the ranges: a) vehicle speed and acceleration,
b) engine speed and load
Rys. 7. Charakterystyka emisji sekundowej NO x
w przedziałach: a) prędkości i przyspieszenia pojazdu, b) prędkości obrotowej wału korbowego
i obciążenia silnika
stępuje wtedy, gdy temperatura spalin przekracza 200 °C. W
odniesieniu do parametrów pracy silnika największa emisja
sekundowa NO x
wystąpiła dla maksymalnych obciążeń z
zakresu 800–1000 N·m (rys. 7b).
Przebieg natężenia emisji CO 2
odniesiony do pojazdu
oscylował w zakresie przyspieszeń 0–1,8 m/s 2
(rys. 8a).
Największa wartość emisji sekundowej CO 2
wystąpiła w
obszarze maksymalnych prędkości (14–16 m/s) przy zakresie
przyspieszeń 0–1,6 m/s 2 i wyniosła 27 g/s. Sumaryczna
wartość emisji w tym przedziale stanowiła 45% całkowitej
emisji CO 2
uzyskanej przez pojazd podczas badań. W odniesieniu
do jednostki napędowej (rys. 8b) emisja sekundowa
CO 2
wzrastała wraz ze wzrostem prędkości obrotowej wału
korbowego i obciążenia silnika, osiągając najwyższą wartość
26 g/s (przedział 2 200 obr/min przy 900 N·m). Uzyskanie
takich rozkładów natężenia emisji CO 2
odniesionych do poobtained
distribution of the CO emission in the ranges
of engine speed and load (the greatest CO emission level
occurred for 1800–2400 rpm and maximum engine load
700–1000 N·m – Fig. 6b) may indicate the occurrence of
the said phenomenon of incomplete combustion.
In the ranges of vehicle speed and acceleration the greatest
NO x
emission rate occurred for the acceleration of 0.6
m/s 2 in the whole speed range (Fig. 7a). It was observed that
the greatest share of the NO x
emission (measured with second
by second resolution) occurred in the range of medium
vehicle speeds (10–14 m/s) in the range of accelerations of
0–1.8 m/s 2 and constituted 48% of the total emission generated
by the vehicle during the test. Such a great share of the
emission (measured with second by second resolution) at
medium speeds resulted from the characteristics of the SCR
system fitted in the vehicle (the greatest NO x
conversion rate
a) b)
Fig. 8. The characteristics of the emission of CO 2
(second by second measurement resolution) in the ranges: a) vehicle speed and acceleration,
b) engine speed and load
Rys. 8. Charakterystyka emisji sekundowej CO 2
w przedziałach: a) prędkości i przyspieszenia pojazdu, b) prędkości obrotowej wału korbowego
i obciążenia silnika
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
85

Analiza emisyjności samochodu ciężarowego w ruchu miejskim
in an SCR takes place when the exhaust gas temperature
exceeds 200 °C. In relation to the engine parameters the
greatest NO x
emission occurred for the maximum loads –
800–1000 Nm (Fig. 7b).
The course of the CO 2
emission rate for the vehicle
oscillated around the accelerations of 0–1.8 m/s 2 (Fig.
8a). The greatest value of the emission of CO 2
(measured
with second by second resolution) occurred for the
maximum speeds (14–16 m/s) at the range of accelerations
of 0–1,6 m/s 2 and was 27 g/s. The collective
value of the emission in this range constituted 45%
of the total CO 2
emission generated by the vehicle
during the tests. In relation to the engine (Fig. 8b)
the emission of CO 2
grew as the engine speed and
load increased reaching the highest value of 26 g/s
(2 200 rpm at 900 Nm). The obtainment of such distributions
of CO 2
emission rate for the vehicle and the
engine mainly resulted from the characteristics of the
measurement road portion (significant changes in acceleration),
which led to an increased energy demand
by the engine during driveoff.
Knowing the values of the emission of CO, NO x
,
CO 2
measured with the second by second resolution and
the length of the test road portion the values of the road
emission of the above components were determined
(Fig. 9). For the determination of the road emission of
PM its measured concentration, exhaust mass flow and
the covered distance were used. Based on the road emissions
of CO and CO 2
gas mileage was determined through the
carbon balance method:
where: Q – the value of gas mileage [dm 3 /100 km], HC, CO,
CO 2
– average values of the road emission [g/km], ρ pal
– fuel
density at normal temperature 15 °C [g/cm 3 ].
In equation (1) the element related to the average road
emission of HC has been omitted because, as mentioned
earlier, the HC emission was not measured. On the selected
test route the truck had a gas mileage of 28.2 dm 3 /100 km.
This value was mainly influenced by high road congestion
resulting in a relatively low average vehicle speed, which
in this case was 12 km/h.
4. Conclusions
The investigations presented in this paper were conducted
under non-standard conditions. That is why, for the evaluation
of the obtained results the authors adopted a reference
point – the EEV emission standard. The emission indexes
were determined defined as the multiple of the excess/nonexcess
of the unit emission limits of the individual exhaust
components as specified by the EEV standard [4, 8]:
(1)
(2)
jazdu i silnika wynikało przede wszystkim z charakterystyki
odcinka pomiarowego – duże zmiany przyspieszeń – co wiązało
się ze zwiększonym zapotrzebowaniem energetycznym
jednostki napędowej podczas ruszania pojazdu.
Znając wartość emisji sekundowej CO, NO x
, CO 2
oraz
długość odcinka pomiarowego, wyznaczono wartości emisji
drogowej powyższych związków (rys. 9). Dla PM – do
wyznaczenia emisji drogowej – wykorzystano zmierzoną
Fig. 9. Road emissions of CO, NO x
, CO 2
, PM and gas mileage
Rys. 9. Wartość emisji drogowej CO, NO x
, CO 2
, PM oraz przebiegowego
zużycia paliwa
ich koncentrację, masowe natężenie przepływu spalin oraz
dystans. Na podstawie wartości emisji drogowej CO i CO 2
wyznaczono przebiegowe zużycie paliwa pojazdu ciężarowego
na badanej trasie, opierając się na metodzie bilansu
węgla (carbon balance) – wzór (1), gdzie: Q – wartość
przebiegowego zużycia paliwa [dm 3 /100 km], HC, CO,
CO 2
– średnie wartości emisji drogowej [g/km], ρ pal
– gęstość
paliwa w normalnej temperaturze 15 °C [g/cm 3 ].
W równaniu (1) pominięto człon dotyczący średniej
emisji drogowej HC, gdyż, jak wspomniano, nie mierzono
emisji HC. Na wyznaczonej trasie badawczej pojazd ciężarowy
uzyskał przebiegowe zużycie paliwa 28,2 dm 3 /100
km. Wpływ na taką wartość zużycia paliwa miał duży
udział kongestii drogowych, który skutkował relatywnie
niską średnią prędkością uzyskaną przez pojazd, a która
wyniosła 12 km/h.
4. Podsumowanie
Przedstawione w artykule badania wykonano w warunkach
niestandardowych, dlatego do oceny uzyskanych
wyników autorzy przyjęli punkt odniesienia w postaci norm
emisji EEV. Wyznaczono wskaźniki emisyjności, które
zdefiniowano jako krotność przekroczenia/nieprzekroczenia
limitów emisji jednostkowej poszczególnych składników
spalin określonych przez normę EEV [4, 8] – wzór (2), gdzie:
E rzecz, j
– średnia emisja jednostkowa uzyskana w warunkach
rzeczywistych [g/(kW·h)], E norma, j
– emisja jednostkowa
normatywna według normy EEV [g/(kW·h)].
Wyznaczone wskaźniki emisyjności stanowią kryterium
oceny wpływu pojazdu ciężarowego na środowisko natu-
86 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

The analysis of the emission level from a heavy-duty truck in city traffic
where: E rzecz, j
– average unit emission obtained under actual
operating conditions [g/(kW·h)], E norma, j
– normative unit
emission as per the EEV standard [g/(kW·h)].
The determined emission indexes are a criterion for
the evaluation of the impact of heavy-duty vehicles on the
natural environment. The analysis of the obtained results
(Fig. 10) confirms that:
a) In relation to the ESC test the unit emission:
– CO constitutes 48% of the value specified in the
stan-dard,
– NO x
constitutes 214% of the value specified in the
standard,
– PM constitutes 42% of the value specified in the
stan-dard,
b) In relation to the ETC test the unit emission:
– CO constitutes 24% of the value specified in the
stan-dard,
– NO x
constitutes 214% of the value specified in the
standard,
– PM constitutes 42% of the value specified in the standard.
The above values indicate that the NO x
emission from
the heavy-duty truck in the city traffic (delivery truck) under
actual operating conditions significantly exceeds the levels
specified in the EEV standard. For the other exhaust components
the emission is much smaller than that specified in
the said standard. The authors of this paper are aware that
referring the obtained results to the EEV standard can only
be approximate due to a different course of the emission test
for compliance with the EEV standard.
In the context of the conducted investigations it is noteworthy
to draw attention to the draft of the Euro VI standard
for heavy-duty vehicles. This draft assumes a development of
a methodology utilizing PEMS (Portable Emissions Measurement
System) that can be used to measure the exhaust
emission from these vehicles under actual conditions of their
operation. In order to develop proper testing methodology
of the vehicles, measurements of a larger group of vehicles
need to be carried out under different traffic conditions. It is,
thus justified to continue research based on the methodology
presented in this paper. The extension of the homologation
procedures by the said tests should further reduce the negative
impact of vehicles on the environment.
Abbreviations/Skróty i oznaczenia
a Acceleration/przyspieszenie
GVW/DMC Gross Vehicle Weight/dopuszczalna masa
całkowita
EEV Enhanced Environmentally Friendly Vehicle/pojazd przyjazny
środowisku
EGR Exhaust Gas Recirculation/recyrkulacja spalin
E norma
Emissions rate obtained in the EEV standard/emisja normatywna
E rzecz
Emissions rate obtained under actual conditions/emisja
rzeczywista
Fig. 10. The emission indexes for the heavy-duty vehicle determined based
on the exhaust emissions measured under actual operating conditions
Rys. 10. Wskaźniki emisyjności dla samochodu ciężarowego wyznaczone na
podstawie badań emisji spalin w rzeczywistych warunkach eksploatacji
ralne. Analizując otrzymane wskaźniki (rys. 10), można
stwierdzić, że:
a) w odniesieniu do testu ESC emisja jednostkowa:
– CO stanowi 48% wartości określonej w normie,
– NO x
stanowi 214% wartości określonej w normie,
– PM stanowi 42% wartości określonej w normie,
b) w odniesieniu do testu ETC emisja jednostkowa:
– CO stanowi 24% wartości określonej w normie,
– NO x
stanowi 214% wartości określonej w normie,
– PM stanowi 42% wartości określonej w normie.
Powyższe wartości wskazują, że emisja badanego
samochodu ciężarowego przeznaczonego do ruchu miejskiego
(pojazd dystrybucyjny) w rzeczywistych warunkach
eksploatacji w zakresie NO x
odbiega istotnie od poziomów
emisji określonych w normie EEV. Z kolei dla pozostałych
składników spalin jest ona znacząco mniejsza niż przewidziana
w wyżej wymienionej normie. Autorzy tego artykułu
zdają sobie sprawę, że odnoszenie uzyskanych wyników
do normy EEV może mieć charakter jedynie przybliżony,
z uwagi na odmienny przebieg testu emisji na zgodność z
normą EEV.
W kontekście wykonanych badań warto zwrócić uwagę
na projekt normy emisji spalin Euro VI dla ciężkich pojazdów
samochodowych, który zakłada opracowanie metodyki
wykorzystania aparatury PEMS do szacowania emisji spalin
tych pojazdów w rzeczywistych warunkach ich eksploatacji.
Aby opracować poprawną metodykę badań pojazdów, należy
przeprowadzić pomiary dla większej liczby pojazdów
w zróżnicowanych warunkach ruchu. Zasadne zatem jest
prowadzenie dalszych badań opartych na metodyce przedstawionej
w niniejszym artykule. Rozszerzenie procedur
homologacyjnych o te badania powinno spowodować dalsze
ograniczenie negatywnego wpływu pojazdów na środowisko
naturalne.
Paper reviewed/Artykuł recenzowany
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
87

Analiza emisyjności samochodu ciężarowego w ruchu miejskim
GPS
k
M
n
Global Positioning System/globalny system wyznaczania
pozycji
Emissions indexes/wskaźnik emisji
Engine torque/moment obrotowy silnika
Engine speed/prędkość obrotowa wału korbowego silnika
NDIR Non-Dispersive Infrared/niedyspersyjny analizator na
podczerwień
NDUV Non-Dispersive Ultraviolet/niedyspersyjny analizator na
ultrafiolet
PEMS Portable Emissions Measurement System/mobilny system
do pomiary emisji spalin
SCR Selective Catalytic Reduction/selektywna redukcja katalityczna
u Share/współczynnik udziału
V Vehicle speed/prędkość pojazdu
Bibliography/Literatura
[1] Cea E., Larrodé E., Gallego J.: Emissions and Consumption
Reductions in Heavy-Duty Vehicles by Means Optimized
Engines and Fuel Systems. SAE Technical Paper Series 2008-
01-0882.
[2] Gao Y., Checkel M.D.: Emission Factors Analysis for Multiple
Vehicles Using an On-Board, In-Use Emissions Measurement
System. SAE Technical Paper Series 2007-01-1327.
[3] Merkisz J., Fuć P.: The Exhaust Emission from Light Duty Vehicles
in Road Test in Urban Traffic. International Powertrains,
Fuels & Lubricants Meeting, May 2010, Rio de Janeiro, Brazil,
2010. SAE Paper 2010-01-1558.
[4] Merkisz J., Pielecha J.: The on-road exhaust emissions chracteristics
of SUV vehicles fitted with diesel engines. Combustion
Engines 2/2011 (145).
[5] Rubino L., Bonnel P., Hummel R., Krasenbrink A., Manfredi
U., De Santi G.: On-road Emissions and Fuel Economy of Light
Duty Vehicles using PEMS: Chase-Testing Experiment. SAE
Technical Paper Series 2008-01-1824.
[6] AVL Micro Soot Sensor, Transient High Sensitive Soot Measurement,
AVL, 2010.
[7] SEMTECH®-DS On Board, In-Use Emissions Analyzer,
Manual, Michigan 2007.
[8] www.delphi.com/pdf/emissions/Delphi_HD.pdf
[9] www.stat.gov.pl
Prof. Jerzy Merkisz, DSc., DEng. – Professor in the
Faculty of Working Machines and Transportation
at Poznan University of Technology.
Prof. Jerzy Merkisz – profesor na Wydziale
Maszyn Roboczych i Transportu Politechniki
Poznańskiej.
e-mail: jerzy.merkisz@put.poznan.pl
Miłosław Kozak, DEng. – doctor in the Faculty of
Working Machines and Transportation at Poznan
University of Technology.
Dr inż. Miłoslaw Kozak – adiunkt na Wydziale
Maszyn Roboczych i Transportu Politechniki
Poznańskiej.
e-mail: miloslaw.kozak@put.poznan.pl
Piotr Paweł Molik, MSc, Eng. – PhD student at the
Faculty of Working Machines and Transportation
at Poznan University of Technology.
Mgr inż. Piotr Paweł Molik – doktorant na Wydziale
Maszyn Roboczych i Transportu Politechniki
Poznańskiej.
e-mail: piotr.c.molik@doctorate.put.poznan.pl
Maciej Andrzejewski, MSc, Eng. – PhD student at
the Faculty of Working Machines and Transportation
at Poznan University of Technology.
Mgr inż. Maciej Andrzejewski – doktorant na
Wydziale Maszyn Roboczych i Transportu Politechniki
Poznańskiej.
e-mail: maciej.andrzejewski@doctorate.put.poznan.pl
Dawid Nijak, MSc, Eng. – specialist in Transport
Policy Office in Department of Municipality and
Housing Administration at Poznań City Hall.
Mgr inż. Dawid Nijak – specjalista w Oddziale
Polityki Transportowej Wydziału Gospodarki Komunalnej
i Mieszkaniowej Urzędu Miasta Poznania.
e-mail: dawid_nijak@vp.pl
Łukasz Rymaniak, MSc, Eng. – PhD student in the
Faculty of Working Machines and Transportation
at Poznań University of Technology.
Mgr inż. Łukasz Rymaniak – doktorant na Wydziale
Maszyn Roboczych i Transportu Politechniki
Poznańskiej.
e-mail: rymaniak.lukasz@onet.eu
Mateusz Nowak, MSc, Eng. – PhD student in the
Faculty of Working Machines and Transportation
at Poznań University of Technology.
Mgr inż. Mateusz Nowak – doktorant na Wydziale
Maszyn Roboczych i Transportu Politechniki
Poznańskiej.
e-mail: mateusznowakpp@o2.pl
Andrzej Ziółkowski, MSc, Eng. – PhD student in
the Faculty of Working Machines and Transportation
at Poznań University of Technology.
mgr inż. Andrzej Ziółkowski – doktorant na Wydziale
Maszyn Roboczych i Transportu Politechniki
Poznańskiej.
e-mail: andrzej.wo.ziolkowski@doctorate.put.poznan.pl
88 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

Current trends in measurement and control of particle emissions from engines
Piotr BIELACZYC
Jan CZERWINSKI
Joseph WOODBURN
Current trends in measurement and control of particle emissions from engines
(perspectives from the 1st Workshop on Particulate Matter Emissions from Engine
and Automobile Sources, 2 July 2012, Bielsko-Biala, Poland)
BOSMAL recently hosted the 1st Workshop on Particulate Matter Emissions from Engine and Automobile Sources,
entitled Current trends in measurement and control of particle emissions from engines, which featured a series of speciallyselected
presentations from experts on emissions of particulate matter from automotive sources, with both industry and
academia represented. The workshop’s technical programme consisted of one keynote address, five presentations and
an expert panel discussion. In common with the emissions symposium hosted by BOSMAL somewhat earlier in the year,
the Particulate Matter Workshop formed part of a series of events to commemorate BOSMAL’s 40th anniversary. The
event built upon and the achievements of BOSMAL’s three emissions symposia hosted to date, but altered the format
somewhat to cover a concrete subject in great depth. Some of the most important trends mentioned during the symposium
included: problems encountered in accurately measuring particle emissions from vehicles, the particle mass and particle
number metrics and the relationship between them, particle size profile and surface area and aftertreatment systems for
elimination of particles (including for direct injection petrol engines).
Key words: IC engine, particulate matter emissions, nanoparticles, particles mass and number, particles measurement
Introduction
Concern over the impact of vehicles on air quality remains
high. Emissions of particulate matter are coming under
increasing scrutiny as a form of pollution with wide-ranging
negative impacts ranging from asthma to climate forcing.
While the study of particles has traditionally focused on
mass-based quantification of emissions from compression
ignition engines, there is now a growing awareness that other
engine types (direct injection, port fuel injection) and other
metrics and quantification methods (particle number, particle
size distribution, particle surface area) are all worthy areas of
investigation. In comparison to gaseous emissions, particle
emissions still present multiple open questions and large
domains of investigation. There are also considerable practical
difficulties involved in investigating solid nanoparticle
emissions from engines. Despite this, modern aftertreatment
systems for reducing emissions of particulate matter have
proven effective, although there remains much room for
improvement. The introduction of a particle number standard
for Diesel vehicles in Europe marked a significant change in
the way that particulate emissions are regulated and caused
many changes to Diesel engines and aftertreatment systems.
The coming introduction of an equivalent limit for direct
injection petrol engines is sure to exert similar impacts on
that engine type. New aftertreatment systems must sit alongside
– and show full compatibility with – existing systems,
so that both gaseous and solid emissions can be controlled
simultaneously. Concern that laboratory testing may drastically
underestimate real-world emissions also extends to
emissions of solid particulates. The link between emission
of particulate substances and poor air quality is well established
scientifically and the situation is of growing interest
to politicians, legislators and even the general public.
Following the highly successful 1 st , 2 nd and 3 rd International
Exhaust Emissions Symposia hosted in 2010 [1, 2],
2011 [3, 4] and 2012 [3, 4], BOSMAL Automotive Research
and Development Institute Limited (of Bielsko-Biala,
Poland) recently hosted the 1st Workshop on Particulate
Matter Emissions from Engine and Automobile Sources,
held on 2 July 2012. This workshop was hosted as a result
of the successes of the previous emissions-related technical
conferences hosted by BOSMAL: the 1st, 2nd and 3rd
International Exhaust Emissions Symposia [1 – 6]. Since
these previous events [1 – 6] had included excellent presentations
on topics related to particulate matter emissions, it
was decided to host a specialised event on this subject. The
workshop was organised in collaboration with Professor Jan
Czerwinski (AFHB, Berne University of Applied Sciences,
Biel, Switzerland) and Dr Andreas Mayer (TTM, Switzerland).
Symposium delegates, representing a total of fourteen
organisations (eleven firms and three universities), hailed
from a total of seven countries with both Europe and North
America represented, testifying to the strongly collaborative
nature of the event. The workshop featured a keynote address
from a specially selected expert, Professor David Kittelson
from the University of Minnesota, a world-famous pioneer
and specialist in research on nanoaerosols from engines. A
further five presentations made up the workshop’s plenary
session and five additional papers were featured as writtenonly
submissions and archived in the symposium proceedings.
The expert panel discussion also represented a highly
important part of the technical programme. On Monday 2
July, workshop organisers Dr Piotr Bielaczyc and Professor
Jan Czerwinski commenced proceedings by greeting the
delegates and delivering some opening remarks. Dr Bielaczyc
welcomed the delegates to BOSMAL and offered a
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
89

Analiza trendów rozwojowych dotyczących pomiarów i ograniczania emisji cząstek stałych z silników spalinowych
few remarks on the nature and format of the event, as well
as thanking the sponsor of the event (AVL, Austria) and the
symposium’s media partner (Combustion Engines, published
by the Polish Society of Combustion Engines, PTNSS).
Professor Czerwinski’s opening remarks highlighted the
importance of this type of event, given the importance of the
topic addressed. Nanoparticles (NP) are generally recognized
as particularly toxic due to the easy penetration through the
air-blood-barrier in the lungs and even through the olfactory
nerves. The current exhaust emission legislation for on-road
vehicles has started to limit PN emissions in addition to the
particle mass (PM). It is very important for all specialists
and laboratories dealing with automotive emissions to work
with this new component and with the specific measuring
techniques. It is only a question of time until NP emissions
will be limited for DI-gasoline engines, followed by all other
types of engines. This parameter is roughly 1000 times more
sensitive than measuring exhaust gas opacity and it reveals
NP originating from the lubricating oil and from different
oil and fuel additive packages. The workshop summarized
in this paper represented an excellent opportunity for the
exchange of knowledge and networking in this new domain.
The workshop’s organizing committee were delighted to
welcome Professor David B. Kittelson from the University
of Minnesotta, a worldwide known specialist, as a keynote
speaker, together with Professor Jerzy Merkisz from Poznan
University of Technology, president of the Polish Scientific
Society of Combustion Engines (and the editor-in-chief of
this journal).
Presentation abstracts and selected key slides
NB: the authors listed here are presenting authors only. See
the Workshop’s Technical Programme (Fig. 7) for the full listings
of all co-authors of each presentation, where present.
Keynote address: Professor David B. Kittelson,
University of Minnesota (USA) – Issues associated with
solid particle measurement
Regarding Diesel applications, the use of a DPF dramatically
reduces particle emissions; DPFs are generally
extremely efficient for most size ranges. What little particles
remains in the exhaust gas is mainly composed of volatiles
– but such particles are so hard to measure accurately and
reproducibly that it was decided to deliberately exclude them
from the measurement. A number of mass- and number-based
standards have been introduced for automotive particulate
matter emissions. In every case, the number-based standards
are much stricter. The current 23 nm cut-off might appear to
be quite arbitrary (Figure 1); aircraft may soon be subject to
emissions limits for particles as far down at 10 nm, since a
large proportion of such particles are < 23 nm in diameter.
Particles of size around 23 nm are effectively removed by
the filter, regardless of its loading. Even the removal of
volatile particles is in fact extremely difficult – certain types
are very resistant to temperature and other parameters used
to remove such material. A catalytic stripper system may
be more effective than a volatile particles remover (VPR),
although the ΔT of the system does cause a small sample
loss. However, this sample loss is quantifiable and a correction
factor can be applied. Over the years, perfection of the
design of the catalytic stripper system has helped to reduce
losses and make them more constant and correctable. Testing
with a synthetic mixture of HC and sulphates revealed that
the system is extremely effective at eliminating volatiles.
Investigations into the root cause of particle formation have
revealed that metal-based additives in the oil and fuel are the
cause of the generation of large numbers of tiny particles.
Metal oxides appear to play a central role and transmission
electron microscope with an electron probe can reveal the
elemental compositions of tiny particles (though not without
considerable practical difficulties). The size distribution of
such particles is not always continuous; distributions can be
bi-modal, with a low band over the size range 11 – 23 nm low,
but with large numbers of particles at lower diameters (Fig.
1). The fact that different instruments and different setups
can return different results is a real concern and has been
a major factor in US reluctance to turn to a number-based
standard. Agreement between different systems depends
on system operating conditions, temperatures, dilution settings,
etc. Any observed dependence on the dilution ratio
suggests particle formation downstream of the tailpipe or
incomplete/inadequate removal. It is important to remember
that solid residue to can be produced from nothing but
volatile material – i.e. gas+gas→solid reactions can (and do)
occur. Currently, relatively strict particle size cut-off points
are specified. Changing the cut-off point by as little as a
few nm can change the results by an order of magnitude, as
demonstrated graphically in Figure 1.
Fig. 1. Size distribution of solid particulates from a Diesel engine presented
in comparison to the PMP 23 nm CPC cutoff point
Plenary session
Manfred Linke, AVL (Austria) – Measurement
of volatile and non-volatile particles
Ultrafine particles are now subject to a level of concern
that was once shown regarding gaseous emissions. Measures
to reduce PM (mass) emissions may have inadvertently
90 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

Current trends in measurement and control of particle emissions from engines
increased number emissions, so investigation of number
emissions widespread. For Diesel applications, DOCs alone
may increase volatile particle emissions but this phenomenon
depends on the engine operating conditions and the fuel
sulphur content. Nucleation mode particles are desirable
to measure, since PN emissions of this particle type can be
very high, particularly at high speed, but there are multiple
practical barriers to accurate measurement of this particle
type (Fig. 2). For this reason European legislation introduced
the measurement of the non-volatile particles. The roundrobin
evaluation performed as part of the development of
the legislative procedure for quantification of PN confirmed
that the new non-volatile particle method is robust method
for regulation. The challenges presented by light-duty and
heavy-duty applications are related but subtly different.
The upcoming particle number limit for GDI engines will
be hard to fulfil – but the phase-in period will allow time
for research to be performed which should at least begin to
overcome these problems. Most of the mass collected on the
filter during an emissions test of DPF equipped vehicles is
in the form of volatiles, which depend very strongly on the
sampling conditions; measuring only the black carbon fraction
gives a better correlation between PM and PN at these
low emissions levels. Other key topics for quantification
of particle number remain unresolved (analyser linearity,
calibration procedures, drift, etc). A move towards including
particles of smaller diameter in the measurement is likely,
and fortunately this could be achieved with relatively little
difficulty. In future, calibration will be performed at lower
particle sizes and corrections will have to be made for particles
losses in the volatile particle remover (VPR).
types and blends are currently under investigation. Given the
multiple physicochemical differences between fossil Diesel
and biodiesel and mindful of the impact of particulate matter
emissions, research on particulate substances emissions from
biodiesel blends is an increasingly important research topic.
A series of experiments were performed using a 6-cylinder
engine operating at two fixed points. Thermogravimetric
analysis was used in addition to gravimetric PM analysis;
an ELPI particle sizer was used to measure the particle size
distribution. Significant differences were observed in the
number and mass distributions for three different fuels, both
upstream and downstream of the DOC. The effectiveness
of the DOC in removing particulate matters varied strongly
with the engine operating point and between the three fuels.
Emission of polycylic aromatic hydrocarbons (PAH) is of
great concern, and it is of interest that biodiesel contains
no PAH – in contrast to standard Diesel, which contains
up to 11% PAH. However, PAH of pyrolitic origin is still
a concern regarding biodiesel. Danger to human health is
proportional to molecular mass (and therefore the number of
rings). Concentrations of unburned fuel products are lower
at higher loads (and therefore higher engine temperatures).
Biodiesel and rapeseed oil showed lower PAH emissions
than standard Diesel. Prolonged usage of rapeseed oil causes
substantial deposits to build up, which cause PM emissions
to gradually increase, although certain detergents can eliminate
this problem. Oxygen enrichment of the intake air can
improve matters significantly, by promoting more complete
oxidation of hydrocarbon species, but such an approach
is better suited to non-mobile engines (power generation,
etc), for reasons of practicality. (It should also be noted
that increasing the oxygen level was found to increase NO x
emissions). In order the further investigate pyrolysis (the
first step in the combustion reaction) of the three fuels, a
micro-pyrolisis reactor was used in conjunction with a gas
chromatography/mass spectrometry system.
Fig. 2. Nucleation mode particle size emission profiles for two vehicles
at constant speed
Dr Amanda Lea-Langton, University of Leeds (UK)
– Effects of Oxygenated Biofuels on Particulate
Emissions from Diesel Combustion
Ambitious targets for improving fuel life-cycle GHG in
the EU mean interest in biofuels has increased rapidly in
recent years. Biodiesel is of particular interest and various
Fig. 3. Gas chromatography/mass spectrometry analysis of pyrolysis
products of three fuel types following treatment at 900 °C
As the temperature was increased from 700 – 900 °C,
the chemical speciation changed from that of the original
fuel to include a large number of PAH species. At 900 °C,
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
91

Analiza trendów rozwojowych dotyczących pomiarów i ograniczania emisji cząstek stałych z silników spalinowych
almost the only hydrocarbons left are aromatics, some of
which are very large indeed. However, the aromatics profiles
for biodiesel, diesel and hexadecane showed differences.
Generally, the species present are exactly the same, but
concentrations of the larger PAH molecules are significantly
lower for biodiesel, as shown in Figure 3.
This implies that the chemical makeup of biodiesel (and
particularly its oxygen content) makes the fuel less predisposed
to PAH formation.
coming decades. Additionally, the specified methodologies
for measuring PM and PN may well change. Furthermore,
particle emissions limits may eventually be introduced for all
engine types, regardless of injection strategy or fuel type. The
result of these trends is that research facilities (and indeed
expertise) for measurement of gaseous and solid pollutants
are vital for R&D activities on virtually all engine types.
Dr Piotr Bielaczyc and Joseph Woodburn, BOSMAL
(Poland) – Particle mass and number emissions from
a range of European light-duty vehicles
BOSMAL has 40 years’ experience in dealing with
automotive emissions and almost 15 years’ experience in
dealing with emissions of particulate matter from engines
and vehicles. Currently, BOSMAL performs a wide range of
testing activities on engines, vehicles, fuels and aftertreatment
systems and an increasingly important aspect of such
research is quantification of particulate matter emissions. To
that end, BOSMAL has facilities for performing gravimetric
analysis of such emissions, as well as a fully PMP-compliant
system for measuring solid particle emissions from vehicles.
Gravimetric and number based emissions results are
powerful tools for investigating engines, fuels, aftertreatment
systems, particularly (but not exclusively) for Diesel
engines and fuels and direct injection petrol engines. PM
and PN results can be used to compare fuels, both in terms
of legislative emissions limits, as well as meritocratically,
whereby a direct comparison is made between different fuels
or fuel blends. Interest in biofuels is increasing and since
such fuels generally differ chemically and physically from
fossil fuels, PM and PN measurements form an important
part of the armoury of tests that can be used to assess the
environmental performance of biofuels and biofuel blends.
It is tempting to compare PM and PN, and thereby derive
characteristics such as particle mass and even mean diameter.
However, closer examination of the sampling conditions
and measurement techniques reveals that the two methods
measure quite different things and therefore PM and PN
cannot be directly correlated (Fig. 4). However, with these
caveats in mind, the two metrics can be compared. Where
PM is sufficiently high (for some Diesel engines and direct
injection petrol engines), a linear trend may be observed.
However, this trend does not apply in all cases. Modern
Diesel engines featuring DPF systems are easily able to
meet the PM limit; the margin by which their PN emissions
lie under the limit varies by orders of magnitude. Research
performed by BOSMAL has shown that while mass emissions
from modern direct injection engines are reasonably
low (generally below 5 mg/km, at least over the NEDC),
while PN emissions are very high. Thus, the upcoming PN
limit for this engine type will force the use of some form
of aftertreatment system (either a GPF or a continuouslyregenerating
POC). Emissions limits are unlikely to remain
static and further reductions in the limits are anticipated in the
Fig. 4. Simplified scheme of the route taken by PM and PN samples,
showing the dependency of the relationship between PM and PN
on the sampling point and sample treatment process
Dr Paul Zelenka, VERT Association (Austria) –
Benefit/cost analysis when using emission control
devices for IC engines
Various ATS can provide benefits to society, such as
improved air quality, avoided climate change, etc – but at
what financial cost, and who is to pay for these benefits?
Swiss law contains a stipulation that the cost of such systems
must be in reasonable proportion to the benefit. In order to
compare apples to apples (i.e. € to €), a price has to be put
on the benefits, as well as the cost. Obtaining a value for cost
is relatively straightforward – and the result is already in the
required unit (e.g. €). Different assessments of the costs of
PM exposure have generated different ‘prices’. The assumptions
and methodology used to perform such an assessment
influence the value ascribed to the benefits – and therefore
the cost-benefit quotient. Various factors can be considered,
not least of which include deaths from particulate pollution
and reduced life expectancy, but also lost work days, etc.
These vary from country to country and should be carefully
selected. The cost efficiency is strongly dependent on the
uncontrolled emissions from the engine and therefore to the
age of the vehicle/engine, as well as the engine type (Fig.
5). For particulate matter emissions, the situation is further
complicated somewhat by the use of two metrics – particle
mass and particle number. Health effects of these two metrics
have been studied, but the value of the health benefit is not
the same for PM and PN. Using a PM10 metric may not adequate
capture the health risk of the pollutant. Research has
indicated that purely carbon-based PM species are among the
least mutagenic and that particles based on zinc and copper
92 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

Current trends in measurement and control of particle emissions from engines
oxides may be far more mutagenic. It was once thought that
Diesel PM limits could be met without the use of a filter,
but in the end public pressure forced manufacturers to start
to fit filters and the introduction of the PN limit eventually
made this completely unavoidable. The same situation could
occur with regard to vehicles featuring direct injection petrol
engines. The GPF will likely be integrated into the TWC,
rather than installed as a completely separate system. Analyses
reveal that heavy-duty retrofit options are considerably
more expensive than light-duty retrofit options. The global
warming potential of carbon black is some 1600 times higher
than that of CO 2
(kg for kg) and this should be taken into
account when analysing the global warming potential of
vehicular exhaust gas. (However, when the residence time is
factored in, the ratio falls to around 1:2000). Measures that
reduce an engine’s particulate matter emissions could have
a larger positive impact on the global warming potential of
the exhaust gas than measures that reduce the CO 2
emissions
from the same engine.
Given the level of concern over particulate emissions and
the number of manufacturers offering Particulate matter ATS
solutions, a robust quality control procedure is required in
order to ensure that these systems lead to actual reductions
in emissions. Combining a DPF with an SCR system makes
sense for a number of technical reasons, but can complicate
matters somewhat regarding emissions and so the VERTdePN
procedure aims to perform quality control checks of
both parts of the system. An SCR system requires the input
of ammonia; the ratio of ammonia supplied to the amount
required for stoichiometric reduction of NO x
is termed α.
The occurrence of ammonia slip is strongly dependent on
the value of α. A test procedure is defined for quality control
processes of filtration devices, involving both engine test bed
measurements and field (on-road) durability testing [7, 8].
For some laboratory investigations, measurements are performed
at three sampling positions: upstream of the particle
trap, between the trap and the SCR and downstream of the
SCR system (including any NH 3
slip catalyst), as shown in
Figure 6. Low load cycles can lead to limited SCR system
efficiency and testing has indicated that the test cycle profile
and the resulting exhaust gas temperatures have a strong effect
on the performance of the system. The same metric is
used to quantify the efficacy of pollutant removal, regardless
of whether the test cycle involves transient or steady-state
operation. There are some indications in the literature that
an SCR system can reduce particle concentrations. While
this effect has indeed been observed, it should be recalled
that a TWC or DOC can also reduce particle number concentrations
to a similar extent. This reduction depends on the
engine operating point and can often be low-to-negligible.
In short, ‘conventional’ SCR, DOC and TWC systems
cannot be relied on to significantly reduce particle mass or
number. On the other hand, a DPF, which fulfils the VERT
criteria has excellent particle count filtration efficiencies (up
to 99.9%) both at stationary and at dynamic operation. The
international network project VERTdePN (de-activation, decontamination,
disposal of particles and NO x
) has established
quality verification procedures and standards for SCR-,
or combined DPF+SCR-systems for retrofit applications.
On-vehicle SCR testing is of high importance and different
testing procedures (including a simplified low-cost check)
are under development.
Fig. 5. An example of the benefit quantification methodology
for use in an emission control system benefit/cost analysis
Professor Jan Czerwinski, AFHB (Switzerland) –
VERTdePN: A Swiss quality control for exhaust
aftertreatment systems (DPF+SCR)
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
Fig. 6. Measurement setup for measuring gaseous and solid emissions
from an engine equipped with a DPF+SCR system, in order to evaluate
the effectiveness of the ATS
Expert panel discussion
This discussion took the following format: pre-prepared
questions contributed by Professor Merkisz and his team
(Poznan University of Technology, Poland) were read to
the audience in general, and the various experts present
expressed their views and considered opinions in response
to the questions. These responses in turn generated further
comments and questions, so that each initial question fanned
out into a broader discussion. The discussion was moderated
93

Analiza trendów rozwojowych dotyczących pomiarów i ograniczania emisji cząstek stałych z silników spalinowych
by Dr Piotr Bielaczyc and the following experts participated:
Professor David Kittelson, Professor Jan Czerwinski, Dr
Amanda Lea-Langton (University of Leeds, UK), Dr Paul
Zelenka (VERT Association, Austria), Douglas Trombley
(GM Powertrain, USA), Manfred Linke (AVL) and Joseph
Woodburn. The questions posed are reproduced below,
together with a synopsis of the answers.
Question 1: Under which conditions should particulate
mass and number be compared? Do the different ways of
measurement exclude the possibility of such a comparison? On
one hand, the gravimetric method requires the measurement
of the mass of the particles deposited on the filter (all carbon,
including liquid hydrocarbons and ash) and on the other hand,
the particle number count is determined exclusively by the
measurement of the carbon fraction of particulate matter. In
each of these cases the density of particulate matter is different.
What are the recommendations as regards the above actions?
(The data published on this point vary widely).
There are multiple differences between PM and PN, considering
their structures, visibility, measuring techniques and
health effects. Apparatus which recalculates PM from PN
measurements cannot deliver exact an PM value, but only
a reference value according to certain models. The experts
and the audience in general were generally of the opinion
that PM & PN should be considered to be two different
parameters which are not comparable. (One could even go
so far as to say that PM and PN are “completely different
worlds”.) It was pointed out that a sample and helpful way
to underline this difference is to use different symbols for the
two metrics: PM & PN (mass & number). Since particulate
matter emissions from vehicles are a flavor of the moment
with politicians, politically is it advisable to separate PM
and PN in order to avoid conflation and unnecessary complexity.
The real problem is that the gravimetric particulate
matter measures mass collected on a filter and for very low
emission engines much of this mass may be semi-volatile
artifact, not true suspended paerticles. On the other hand,
when it works correctly the PMP PN measurement measures
solid accumulation mode particles, true suspended particles.
Even if the filter measurement technique had no artifact and
measured true suspended PM, the relationship between mass
and number would be influenced by the presence of volatile
material, particle density, and particle size.
Question 2: In light of the current EU actions introducing
limits for particulate matter for vehicles fitted with direct
injection spark ignition engines, what is the enforcement of
the admissible minimum values going to be like for both particulte
mass and number under actual operating conditions?
(This question pertains to the possibility of validating such
emissions by both the OBD system and during periodical
technical inspections).
Due to the health effects the PN values of GDI engines
will be limited at the same level as Diesel engines (in the
long term). The possibilities of validating such emissions
via the OBD and during periodical technical inspections
are under development. When a DPF or GPF is fitted to a
vehicle, PN emissions are so low that an opacimeter is ineffective
at measuring such emissions A CPC+VPR system
could be used, but the cost of such a system is very high.
Fortunately, various cheaper alternatives are available
and systems of this type are currently under consideration.
Regarding onboard measurements, the OBD system has the
capability to monitor emissions, but on-board quantification
of particle number is much less challenging than measuring
particle mass on-board. The U.S. is at present not considering
limiting particle number for any engine type (except for
aircraft). However, the proposed PM limits of 3 mg/mile and
ultimately 1 mg/mile (i.e. 1.8 mg/km and 0.6 mg/km) will
challenge GDI engines, even without a number standard
in place. Such moves will make GPFs a necessity for direct
injection SI engines of the future. While the idea of passenger
cars featuring GPFs may still appear far-fetched and
somewhat unlikely, the DPF was once in a similar situation,
but has now become commonplace. Acceptance of the GPF
concept by the industry and the car-buying public will take
time. However, given the low opinion of Diesel engines held
by many in the USA (including CARB), GDI concepts are an
attractive option, notwithstanding the need to develop and
implement new aftertreatment technologies.
Question 3: Is giving up of the measurement of the PM
(mass) (maintaining the measurement of the PN (number))
considered in favor of the size distribution of its diameters i.e.
instead of the mere counting of all the particles, counting of
the PN along with a relevant measurement of the particulate
diameter would take place.
Giving up the gravimetric PM-measurement for homologation
of new engines is possible in the long term. The
measurement of PN in certain size range (SMPS) (currently
set at 23-300 nm) is sufficient to guarantee the required low
emission level, but SMPS measurements require a steady
aerosol. Measurement of the size distribution with ‘fast sizing’
instruments like a DMS500 or an EEPS can be done
during transient testing and would give good results, but
these instrument are expensive and too complex to be used
in routine testing. The current PMP PN measurement technique
(CPC) of total number larger than a certain size (23
nm) PN, with no regard to the PN size distribution, enables
dynamic measurements to be performed and is recognized
for legal purposes (GRPE PMP) Another possibility is to use
instruments that measure the active surface area (like the
TSI NSAM or the Matter Aerosol miniDiSC). Indeed, many
health specialists suggest that surface area might be a better
indicator of health hazard than either particle number or
mass, since surface area correlates most closely with biological
response. These instruments are fast-operating and
could, at least in principle, be used instead of a CPC in a
PMP-type system However, concern has been expressed over
94 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

Current trends in measurement and control of particle emissions from engines
what such instruments actually measure – the real surface
area of the particle or the surface area of the ‘envelope’ in
which the particle is contained. Such considerations may
appear trivial, but the scale (resolution) at which the particle
surface area of is measured can change the result by
orders of magnitude. The situation in the USA is somewhat
different. Authorities there have been reluctant to adopt a
number-based standard due to concerns over accuracy and
repeatability. The Clean Air Act specifies that mass-based
metrics must be used to quantify particle emissions; changing
this to include any kind of number-based standard would
involve negotiating significant legal hurdles.
Question 4: What is the opinion of the panel on the
comparison of the laboratory measurements and measurements
from actual operating conditions (i.e. on-road) when
analyzing particulate matter emissions (nanoparticles in
particular)? Which type of measurements are (or will be)
a priority in planned exhaust emission legislation? What
are the arguments for the introduction to the legislation
of on-road exhaust emission tests? Do these steps imply
that the actions aiming at introducing diagnostic systems
on vehicles and their on-going control are insufficient or
unsuccessful?
Laboratory measurements of solid nanoparticles (PN)
during dynamic legislative tests are representative of the real
world operation. The arguments for introducing PN in the
legislation are – first and foremost – the health effects. The
measuring systems and procedures are already regulated in
UN ECE Regulation No. 83. Current diagnostics and control
systems are sufficient for the present situation, but they are to
be adapted to the new requirements in the sense of technical
development. The question becomes more complex if it is
decided that volatile nanoparticles should also be measured.
The formation of such nanoparticles is extremely sensitive to
sampling and dilution conditions and any method would need
to be validated against real-world ambient dilution experiments.
An alternative approach to this problem could be to
measure the precursors to volatile nanoparticle formation
like sulfuric acid, heavy hydrocarbons, organic acids, etc,
and then calculate a ‘volatile particle formation potential’
index, or some other similar metric. Planned changes to
introduce PEMS testing in the EU will apply to various types
of emissions, including PM and PN.
Conclusions
Internal combustion engines have been, are and will
be the main solution for transportation for the foreseeable
future [5]. However, the ICE concept has certain key existential
challenges to overcome; one of the greatest of which
is dealing with particulate emissions. The particular challenges
can depend somewhat on the engine type and fuel,
but other challenges apply in all cases. Technology related
to particle emissions and their control current moves too fast
for legislation to keep up. In the end, it appears likely that
particle emissions will be limited for all vehicles featuring
ICE, regardless of combustion strategy or fuel type. As was
mentioned multiple times during the workshop, correlating
PM and PN is at best difficult and error-prone and at worst
misleading and unscientific. Therefore, it should be expected
that both mass- and number-based metrics will continue to
be used in the EU; whether other markets (e.g. the USA,
Japan) introduce a PN limit remains to be seen. The current
PN measurement method is relatively young and possibly
unrefined and the current PM method is very close to (or
possibly even below) the limit of detection for accurate,
repeatable measurements. For these reasons, changes to
the test methodology are likely at some point in the future.
The next few years will be a relatively rocky road for direct
injection petrol engines, at least for the European market,
but ongoing R&D work will likely overcome the particulate
matter related problems for this engine type. The impact of
the cost of such systems on sales remains to be seen (see
[9] for a recent discussion of the cost of various vehicular
ATS technologies, including GPFs), although the impact of
improved ecological credentials should also be taken into
consideration.
While operation of passenger cars and other road vehicles
is in fact only one aspect of a range of human activities that
degrades air quality through emission of nanoparticles, the
automotive industry is now subject to controls and these controls
will likely become far stricter in the future. Increasing
interest is being shown in air quality issues by politicians,
lawmakers and even the general public; particulate matter
has made the transition from an ‘outsider’ (a pollutant of
relatively little importance to engineers, politicians or the
general public) to a key concern regarding nothing less than
the fitness for purpose of the very air we breathe. As such,
the subject area addressed by the workshop is a vital research
direction, with dimensions and implications that extend far
beyond the emissions testing laboratory.
The success of the workshop echoed previous automotive
emissions events BOSMAL has hosted [1 – 6]. The workshop
and its social programme were well-received and considerable
interest was expressed in attending future events of the
same type. BOSMAL continues to perform research on this
subject; various publications are forthcoming, to be featured
both in this journal and elsewhere.
The proceedings from the 1st Workshop on Particulate
Matter Emissions from Engine and Automobile Sources have
been archived on a CDROM entitled ‘Particulate Matter
Emissions from Engine and Automobile Sources’, ISBN:
978-83-931383-3-3. This CD-ROM is attached to this issue
of Combustion Engines/Silniki Spalinowe.
Acknowledgements
The authors would like to thank Professor David Kittleson
and Dr Andreas Mayer for their contributions to the
written version of the panel discussion and for their further
comments on the questions that made up the discussion.
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
95

Analiza trendów rozwojowych dotyczących pomiarów i ograniczania emisji cząstek stałych z silników spalinowych
Fig. 7. The technical programme of the 1st Workshop on Particulate Matter Emissions from Engine and Automobile sources
96 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

Current trends in measurement and control of particle emissions from engines
Bibliography
[1] Bielaczyc P., Woodburn J.: Global trends in emissions regulation
and reduction. Combustion Engines, 3/2010 (142), 3-27,
2010.
[2] Bielaczyc P. (editor) and 13 co-authors: Global trends in emissions
regulation and reduction from the perspective of powertrain
and fuel development, Proceedings of the 1st International
Exhaust Emissions Symposium, ISBN 978-83-931383-0-2.
[3] Bielaczyc P., Woodburn J.: Analysis of current and future trends
in automotive emissions, fuels lubricants and test methods,
Combustion Engines, 4/2011 (147), 104-118, 2011.
[4] Bielaczyc P. (editor) and 17 co-authors: Global trends in emissions
regulation and reduction from the perspective of powertrain
and fuel development, Proceedings of the 2nd International
Exhaust Emissions Symposium, ISBN 978-83-931383-1-9.
[5] Bielaczyc P., Woodburn J.: Global trends in emissions regulation
and reduction. Combustion Engines, 2/2012 (149), 94-116,
2012.
[6] Bielaczyc P. (editor) and 21 co-authors: Current and future
trends in automotive emissions, fuels, lubricants and test
methods – 2012, Proceedings of the 3rd International Exhaust
Emissions Symposium, ISBN 978-83-931383-2-6.
[7] Czerwinski J., Zimmerli Y., Mayer A., Heeb N., Lemaire J.,
D’Urbano G., Bunge R.: Testing of Combined DPF+SCR
Systems for HD-retrofitting – VERTdePN. SAE Paper 2009-
01-0284, SAE International, Detroit, April 2009.
[8] Czerwinski J., Zimmerli Y., Mayer A., Heeb N., Lemaire J.,
D’Urbano G.: Diesel Emission with DPF+SCR in VERTdePN
– Testing & Potentials. SAE Paper 2011-01-1139, SAE International,
Detroit, April 2011.
[9] Posada Sanchez F., Bandivadekar A., German J.: Estimated Cost
of Emission Reduction Technologies for Light-Duty Vehicles,
International Council on Clean Transportation report, March
2012. Available online: http://www.theicct.org
Abbreviations and definitions
ATS Aftertreatment system
CI Compression Ignition
CNG Compressed Natural Gas
GTL Gas-to-liquid
CO Carbon monoxide
CO 2
Carbon Dioxide
DOC Diesel Oxidation Catalyst
DPF Diesel Particulate Filter
EGR Exhaust gas recirculation
EPA Environmental protection agency
EU European Union
FAME Fatty-acid methyl ester
GDI Gasoline Direct Injection
GHG Greenhouse gas
GPF Gasoline particulate filter
HC Hydrocarbons
HCCI Homogenous charge compression ignition
ICCT International Council on Clean Transportation
LNT Lean NOx Trap
NEDC New European Driving Cycle
NH 3
Ammonia
NO x
Oxides of nitrogen
NP Nanoparticles
PAH Polycyclic aromatic hydrocarbons
PGM Platinum group metals
PM Particulate mass
PMP UN-ECE Particulate Matter Programme
PN Particle Number
POC Particulate Oxidation Catalyst
SCR Selective catalytic reduction
SI Spark ignition
UN-ECE United Nations Economic Commission for Europe
VERT Verification of Emission Reduction Technologies (See:
www.vert-certification.eu, www.vert-dpf.eu)
VPR Volatile particles remover
WLTC World Harmonised Light Duty Vehicle Test Cycle
WLTP World Harmonised Light Duty Vehicle Test Procedure
Analiza trendów rozwojowych dotyczących pomiarów
i ograniczania emisji cząstek stałych z silników spalinowych
Słowa kluczowe: silnik spalinowy, emisja cząstek stałych, nanocząstki, masa i liczba cząstek, pomiar cząstek
Zmniejszenie emisji związków szkodliwych i toksycznych spalin silnikowych, jak również zmniejszenie globalnej, antropogenicznej
emisji CO 2
są głównymi wyzwaniami dla przemysłu motoryzacyjnego, spowodowanymi czynnikami politycznymi,
ekonomicznymi i technicznymi. Coraz większe znaczenie ma również ograniczanie emisji cząstek stałych (PM)
obecnych w spalinach nie tylko silników o zapłonie samoczynnym (ZS), ale także o zapłonie iskrowym (ZI), szczególnie
wyposażonych w układ bezpośredniego wtrysku paliwa. W ostatnim czasie zwraca się szczególną uwagę na ograniczanie
emisji cząstek o małych średnicach – nanocząstek, przez wprowadzenie limitów emisji dotyczących masy emitowanych
cząstek, a także ich liczby, a w przyszłości także ich powierzchni całkowitej.
Instytut Badań i Rozwoju Motoryzacji BOSMAL sp. z o.o. w Bielsku-Białej był organizatorem, przy współpracy z prof.
Janem Czerwińskim z Laboratorium Silników Spalinowych (AFBH) Uniwersytetu Nauk Stosowanych w Biel i dr. Andreasem
Mayerem – TTM ze Szwajcarii, oraz gospodarzem pierwszego międzynarodowego spotkania specjalistów zajmujących
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
97

Analiza trendów rozwojowych dotyczących pomiarów i ograniczania emisji cząstek stałych z silników spalinowych
się ograniczaniem emisji cząstek stałych w gazach spalinowych pojazdów samochodowych – 1st International Workshop
on Particulate Matter Emissions from Engine and Automobile Sources, które odbyło się 2 lipca 2012 r. w Bielsku-Białej.
Spotkanie to było również jedną z kilku uroczystości związanych z czterdziestoleciem Instytutu BOSMAL, który jest
sukcesorem OBR SM BOSMAL w Bielsku-Białej. W pierwszym spotkaniu specjalistów PM uczestniczyli przedstawiciele
14 firm z przemysłu motoryzacyjnego i paliwowego oraz instytutów badawczych i uczelni technicznych z 7 krajów. W
czasie tego spotkania był zaprezentowany referat programowy wygłoszony przez znanego światowego eksperta ds. emisji
nanocząstek prof. Davida B. Kittelsona z Uniwersytetu Minnesota – USA oraz pięć innych referatów zaprezentowanych
przez znanych specjalistów w tym zakresie: Manfereda Linke z AVL – Austria, dr Amandę Lea-Langton z Leeds University
– Anglia, dr. Paula Zelenkę z VERT Association – Szwajcaria i prof. Jana Czerwińskiego z AFBH – Szwajcaria, a z
ramienia BOSMAL referat dotyczący doświadczeń tej firmy w badaniach emisji cząstek stałych zaprezentowali dr. Piotr
Bielaczyc i Joseph Woodburn.
Bardzo istotna podczas tego spotkania była dyskusja panelowa, podczas której zaproszeni eksperci oraz przedstawiciele
uczestniczących firm odpowiadali na pytania dotyczące podstawowych zagadnień związanych z ograniczaniem emisji
cząstek stałych, przygotowane przez zespół prof. Jerzego Merkisza z Politechniki Poznańskiej, zagadnień związanych z
porównaniem emisji liczby i masy cząstek stałych i metod ich pomiaru, z emisją cząstek stałych z nowoczesnych silników
z bezpośrednim wtryskiem paliwa do komory spalania, możliwością pomiaru liczby cząstek o określonych średnicach,
porównaniem laboratoryjnych metod pomiaru emisji cząstek z metodą pomiaru ich rzeczywistej emisji w czasie ruch
pojazdu na drodze, a także prowadzili dyskusję na temat dalszych kierunków rozwoju metod pomiarowych i ograniczania
emisji PM z różnych typów silników i pojazdów.
Ponieważ silniki spalinowe będą przez jeszcze wiele lat podstawowym źródłem napędu różnych pojazdów i maszyn
roboczych, więc ograniczanie emisji związków szkodliwych i toksycznych, do których zaliczana jest również emisja cząstek
stałych, a szczególnie nanocząstek, pozostaje jednym z najważniejszych problemów do rozwiązania dla konstruktorów
tych silników i pojazdów, nie tylko wyposażonych w silniki z zapłonem samoczynnym, ale także z zapłonem iskrowym, z
układami bezpośredniego wtrysku benzyny do komory spalania silnika (GDI). Emisja cząstek stałych jest ograniczana
przepisami prawnymi dotyczącymi maksymalnej masy emitowanych cząstek zebranych na filtrach pomiarowych podczas
specjalnych cykli badawczych i dla niektórych typów silników również liczby emitowanych nanocząstek (PN). Wkrótce
będzie ograniczona dla wszystkich typów silników spalinowych w ich różnych zastosowaniach. Korelacja masy (PM) i
liczby (PN) cząstek stałych jest bardzo trudna. W przepisach Unii Europejskiej obie te wartości są obecnie limitowane
dla silników samochodowych. Dla nowoczesnych pojazdów z silnikami ZS, wyposażonych w filtry cząstek stałych (DPF),
które w dużym stopniu ograniczają emisje cząstek, właśnie pomiar ich liczby staje się podstawowym pomiarem do określenia
poziomu emisji cząstek stałych silnika w odniesieniu do obowiązujących limitów. Limit maksymalnej dopuszczalnej
emisji PN będzie także wyprowadzony w przepisach Euro 6-1 dla pojazdów z silnikami GDI. Trwa obecnie dyskusja nad
wprowadzeniem limitowania liczby cząstek PN również w przepisach USA i Japonii.
Wszystkie wygłoszone referaty oraz pięć innych prezentacji przygotowanych tylko w formie pisemnej zostały opublikowane
w materiałach konferencyjnych pod tytułem: Particulate Matter Emissions from Engine and Automobile Sources, ISBN
978-83-931383-3-3, wydanych na płycie CD, dołączonej do tego numeru Combustion Engines/Silników Spalinowych.
Piotr Bielaczyc, DEng. – head of the Engine Research
Department, BOSMAL Automotive Research and
Development Institute Ltd in Bielsko-Biała.
Dr inż. Piotr Bielaczyc – kierownik Zakładu Badań
Silników, Instytut Badań i Rozwoju Motoryzacji
BOSMAL Sp. z o.o., Bielsko-Biała.
e-mail: piotr.bielaczyc@bosmal.com.pl
Prof. Jan Czerwiński, DEng. – Laboratorium for
IC-Engines and Exhaust Gas Control, University of
Applied Sciences Biel-Bienne, Switzerland.
Prof. dr Jan Czerwiński – Laboratorium Silników
Spalinowych i Emisji Spalin, Uniwersytet Nauk
Stosowanych w Biel-Bienne, Szwajcaria.
e-mail: jan.czerwinski@bfh.ch
Joseph Woodburn, MSc. – researcher at the Engine
Research Department, BOSMAL Automotive
Research and Development Institute Ltd in Bielsko-Biała.
Mgr inż. Joseph Woodburn – inżynier ds. badań w
Zakładzie Badań Silników, Instytut Badań i Rozwoju
Motoryzacji BOSMAL Sp. z o.o., Bielsko-Biała.
98 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)

Professor titles
Professor titles/Tytuły profesorskie
Prof. dr hab. inż. Andrzej Ambrozik
Profesor dr hab. inż. Andrzej Ambrozik urodził się
29 lipca 1945 roku w Kroczowie. W roku 1964 ukończył
Technikum Samochodowe w Radomiu i w tym samym roku
rozpoczął studia na Wydziale Maszyn Roboczych i Pojazdów
Politechniki Warszawskiej, które ukończył w roku 1970,
uzyskując dyplom magistra inżyniera mechanika. Pracę
naukowo-dydaktyczną rozpoczął 1 marca 1970
r. w Katedrze Technologii Budowy Pojazdów
Wydziału MRiP Politechniki Warszawskiej,
gdzie pracował do 30 września tego roku. Od 1
października 1970 r. do chwili obecnej pracuje
w Politechnice Świętokrzyskiej w Kielcach.
W Uczelni tej pełnił funkcje: kierownika
Laboratorium Termodynamiki i Mechaniki
Płynów, kierownika Laboratorium Uczelniano-
Przemysłowego Samochodów Ciężarowych,
kierownika Zakładu Silników, zastępcy dyrektora
Instytutu Pojazdów i Maszyn Roboczych
ds. badań naukowych i współpracy z
gospodarką narodową, a w ostatnim okresie
– kierownika Zakładu Silników Cieplnych.
W latach 1978-1981 odbył sześcio- i trzymiesięczny
naukowy staż w MADI (Moskwa),
a w latach 1988-1991 odbywał zaoczny staż naukowy w
Katedrze Silników Wewnętrznego Spalania Charkowskiego
Politechnicznego Instytutu.
Pracę doktorską pt. ,,Wpływ wybranych parametrów
układów dolotowych czterosuwowych tłokowych silników
spalinowych o zapłonie samoczynnym na napełnianie cylindra
przy doładowaniu dynamicznym” obronił w Politechnice
Świętokrzyskiej w 1976 r.
Stopień naukowy doktora nauk technicznych nadała mu
w 1991 r. Rada Naukowa Instytutu Transportu Kolejowego w
Charkowie. Stopień ten został zatwierdzony przez Najwyższą
Komisję Kwalifikacyjną przy Radzie Ministrów ZSRR i
został uznany przez Ministra Edukacji Narodowej za równy
w Polsce stopniowi naukowemu doktora habilitowanego
nauk technicznych w dyscyplinie budowa i eksploatacja
maszyn, specjalność silniki cieplne.
W roku 1992 prof. Ambroziak otrzymał stanowisko profesora
nadzwyczajnego w Politechnice Świętokrzyskiej. W
latach 1995-2011 pracował również na stanowisku profesora
nadzwyczajnego w Instytucie Pojazdów Wydziału SiMR
Politechniki Warszawskiej.
Tytuł naukowy profesora nauk technicznych został
nadany mu przez Prezydenta Rzeczpospolitej Polskiej 11
kwietnia 2012 roku.
W działalności naukowej prof. Andrzeja Ambrozika
można wyróżnić trzy główne obszary:
1. Badania i analiza teoretycznych, porównawczych i rzeczywistych
cykli pracy tłokowych silników spalinowych ze
szczególnym uwzględnieniem charakterystyk wydzielania
ciepła podczas procesu spalania oraz oceny ilości i jakości
start ciepła w tych silnikach, ocenianych w aspekcie ich
użytecznego zagospodarowywania przy stosowaniu do
tego analizy egzergetycznej.
2. Badania emisji szkodliwych składników spalin i ich
neutralizacji z zastosowaniem reaktorów katalitycznych.
Funkcjonalność, dezaktywację i diagnozowanie
wyżej wskazanych reaktorów ocenia
się na podstawie wyników pomiarów stężeń
szkodliwych składników spalin oraz obliczenia
efektów cieplnych reakcji chemicznych, z
uwzględnieniem wymiany ciepła.
3. Analityczne i eksperymentalne badania
wpływu rodzaju i właściwości fizyko-chemicznych
paliw oraz parametrów i przebiegu
procesu wtrysku paliwa na efektywność realizacji
cyklu pracy silnika, a przede wszystkim
na jego wskaźniki ekonomiczno-energetyczne
i ekologiczne.
Dorobek naukowy i wychowawczo-dydaktyczny
prof. Andrzeja Ambrozika obejmuje: 5
monografii, 5 skryptów, ponad 250 artykułów
opublikowanych w czasopismach krajowych i
zagranicznych oraz materiałach konferencyjnych, patent i 2
zgłoszenia patentowe oraz ponad 70 prac niepublikowanych.
Profesor jest promotorem 5. prac doktorskich, opracował 3
recenzje rozpraw habilitacyjnych i 4 recenzje wydawnicze
rozpraw habilitacyjnych oraz 14 recenzji prac doktorskich.
Był kierownikiem 4. grantów KBN. Oprócz tego prof. Andrzej
Ambrozik wykonał 15 recenzji wydawniczych książek,
monografii i skryptów oraz dużą liczbę recenzji projektów
badawczych i celowych, zleconych przez KBN, jak również
artykułów opublikowanych w różnych krajowych i zagranicznych
wydawnictwach naukowo-technicznych.
Profesor Andrzej Ambrozik prowadzi szeroką współpracę
z instytucjami, organizacjami i towarzystwami naukowymi.
Jest członkiem: Komitetu ,,Motoryzacja i Energetyka Rolnictwa”
PAN oddział w Lublinie, Komitetu ,,Teka Komisji Naukowo-Problemowej
Motoryzacji” PAN oddział w Krakowie,
Komitetu Naukowego ,,Autobusy”, Komitetu Naukowego
Wydawnictwa ,,Journal of KONES” i innych. Był współzałożycielem
Polskiego Towarzystwa Naukowego Motoryzacji
i Polskiego Towarzystwa Naukowego Silników Spalinowych.
Jest aktywnym członkiem takich organizacji, jak: Polski Instytut
Spalania, Polskie Towarzystwo Diagnostyki Technicznej,
Europejskie Towarzystwo Ekologiczne i inne.
Profesor uczestniczył w nawiązywaniu współpracy
naukowej Politechniki Świętokrzyskiej z Państwowym Uniwersytetem
Technicznym w Charkowie oraz w Ługańsku.
Od wielu lat współpracuje z wieloma czołowymi polskimi
ośrodkami naukowymi i naukowo-badawczymi oraz firmami
i zakładami motoryzacyjnymi.
COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)
99

Redakcyjne
TOPICS
• Optical research fundamentals and techniques
• Engine endoscopy and High Speed Video
techniques
• Optical engines and engine-models
• Optical sensors in engine diagnostics
• Laser based imaging technics and it interpretation
APPLICATION
If you wish to participate in the Symposium,
please sign up at www.ptnss.pl/OptiCom2012,
fill in the Application Form and send it back to
Secretary of Symposium (opticom@ptnss.pl).
SECRETARIAT OF THE SEMINAR
Prof. Krzysztof Wisłocki – Chairman
Phone: +48 61 665 22 40, +48 601 74 70 20
DEng. Jacek Pielecha – Organizing Secretary
Phone: +48 61 665 21 18, +48 607 59 36 38
opticom@ptnss.pl
100 COMBUSTION ENGINES, No. 3/2012 (150)